Розрахунок параметрів та підбір гідроагрегатів

РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ ТА ПІДБІР ГІДРОАГРЕГАТІВ

Зміст

• Вступ
• 1.1 Холостий хід
• 1.2 Робочий режим
• 1.3 Режим перенавантаження
• 2. Вибір гідроагрегатів
• 2.1 Розрахунок параметрів та вибір гідромотора
• 2.2 Розрахунок основних параметрів і вибір гідронасоса
• 2.2.1 Теоретичні відомості
• 2.2.2 Розрахунок потужності та вибір привідного двигуна
• 2.3 Вибір робочої рідини
• 2.4 Розрахунок місткості гідробаку
• 2.5 Вибір гідророзподільника
• 2.6 Вибіг гідроклапанів
• 2.7 Вибір регуляторів потоку
• 2.8 Вибір фільтра
• Розділ 3 Розрахунок витрат тиску в гідролініях та вибір гідроліній
• 3.1 Розрахунок витрат тиску в гідролініях
• 4. Опис конструкції регулятора витрати МПГ55−12М
• 5. Розрахунок та вибір ущільнень для регулятора витрати МПГ55−12М
• Висновок
• Перелік посилань

Вступ

Гідравлічні приводи є ефективним і надійним засобом, який дозволяє зменшувати металоємність і габаритні розміри технологічних машин при забезпеченні високої швидкодії робочих органів, значної потужності в сполученні з високою точністю відпрацьовування сигналів керування.

В сучасних системах приводів гідравлічні пристрої використовуються в сполученні з механічними, пневматичними й електронними елементами і підсистемами, що дає можливість формувати структури приводів і систем автоматики, які мають універсальні характеристики і високі техніко-економічні показники.

Переваги гідроприводів обумовлюють їх широке використання в металообробних верстатах, роботах, сільськогосподарських, будівельних і дорожніх машинах, авіації і ракетній техніці тощо.

Практика показує, що при створенні гідроприводів витрати на експерементально-доводочні роботи, дослідження, а також на доробки з урахуванням результатів досліджень складають 30−50% загальних витрат, а проектування і розрахунок — всього 10%, що є найбільш вигідним для сучасного часу. Таке положення є наслідком приблизності розрахунків, використання математичних моделей, що враховують фактори, які відчутно впливають на характеристики системи, з реалізацією принципово різноманітного проектування й оптимізації. При цьому значна частина доводочних робіт і натурних експериментів замінюється математичним моделюванням на ЕОМ.

1. Схема гідроприводу та опис її роботи в режимах

Вихідні дані: принципова гідравлічна схема ГП (рис 1.1);

Рис 1.1 Принципова схема гідроприводу Основні елементи гідроприводу:

Б — гідробак;

Др — дросель регульований;

КЗ — клапан запобіжно-переливний напірний;

КЗв — клапан зворотній;

Н — гідронасос;

Р — гідророзподільник чотирьохлінійний та трипозиційний;

Ф — фільтр;

М — гідромотор нерегульований реверсивний;

РП — регулятор подачі (витратомір);

1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10 — гідролінії.

Положення гідророзподільника Р визначає ряд режимів роботи даної схеми гідроприводу. Гідропривід має такі режими: холостий хід; два робочих режимів (прямий та зворотній хід); та режим перенавантаження.

1.1 Холостий хід

В цьому режимі гідророзподільник Р знаходиться в середній позиції при якій гідролінія 4 з'єднана з г. л.9, а г. л.5 і 8 перекриті. При вмиканні насоса Н рідина по г. л.4 через гідророзподільник Р г. л.9 фільтр Ф і г. л.10 перетікає у бак Б.

Робоча рідина від насоса Н. в порожнину гідромотора не потрапляє, корисна робота не виконується.

1.2 Робочий режим

Прямий хід: Гідророзподільник Р. знаходить в крайньому лівому положенні при якому г. л.4 з'єднується з г. л.5, а г. л.9 з г. л.8. Рідина від насоса Н. по г. л.4 через гідророзподільник Р. г. л.5 клапан тиску КЗр. дросель Др. та г. л.6 поступає в порожнину гідромотора М.

В порожнині гідромотора створюється тиск, що змушує обертатись лопасті гідромотора в певному напрямку для приведення в рух стрічкового конвеєра. Пройшовши гідромотор рідина потрапляє в г. л.7 і через дросель ДР по г. л.8 потрапляє в розподільник Р. і через г. л.9, фільтр Ф. і г. л.10 потрапляє в бак Б.

Дросель призначений для регулювання величини потоку робочої рідини в порожнину гідромотора. Тим самим площа відкриття робочого вікна дроселя Др. визначає швидкість обертання гідромотора. надлишкова кількість рідини Q_кз повертається в Б. через клапан запобіжного переливу КЗ. під високим робочим тиском.

Фільтр забезпечує очищення робочої рідини від забруднень.

Зворотній хід: якщо золотник Р. перевести в крайнє праве положення при якому г. л.4 з'єднується з г. л.8, а г. л.5 з г. л.9 то робоча рідина від Н. по г. л.4 через Р. по г. л.8 через Др. по г. л.7 потрапляє в порожнину гідромотора і він починає обертатись в зворотньому напрямку. Далі робоча рідина, пройшовши через гідромотор, потрапляє в г. л.6 через Др. та КЗр. по г. л.5 через Р. та г. л., Ф. та г. л.10 потрапляє в бак Б.

1.3 Режим перенавантаження

Якщо технологічне навантаження F_т перевищує F_тmax на яке розрахований привід, потік рідини від насоса через клапан зворотньо-переливний КЗі. і г. л.1 потрапляє назад у бак.

Цей режим потрібен для запобігання руйнування складових частин гідропривода при перевантаженні на робочому органі або поломці одного з агрегатів.

2. Вибір гідроагрегатів

2.1 Розрахунок параметрів та вибір гідромотора

Гідродвигун разом із насосом є основними агрегатами які входять до складу гідроприводу і призначається для перетворення потоку гідравлічної енергії, що утворюється насосом, в механічну з параметрами, необхідними для ефективного функціонування робочої машини.

Розрахунок зводиться до визначення характерного об'єму, або ж робочого об'єму гідромотора. Для цього використовується рівняння моментів сил, які прикладені до валу гідромотора, аналогічне рівнянню 2.1:

(2.9)

де — крутний момент, який розвиває гідромотор (без врахування сил тертя);

— технологічний момент на валу гідромотора;

— складовий момент в’язкого тертя, який пропорційний коефіцієнту в’язкого тертя і кутовій швидкості вала (ротора) гідромотора;

— нелінійна складова моменту тертя, яка залежить в загальному випадку від величини і напряму кутової швидкості, тисків і в порожнинах гідромотора, початкового значення моменту тертя, який утворюється різного роду попередніми натягами пружних елементів гідромотора (пружин, гумових ущільнень і т.п.), а також від тривалості попереднього контакту деталей, які зазнають взаємного тертя, що передує пуску гідромотора.

Крутний момент на валу гідромотора

(2.10)

де — тиск в лініях нагнітання і зливу відповідно;

— характерний робочий об'єм гідромотора.

Після ряду перетворень з рівняння 2.11, отримаємо розрахунковий робочий об'єм, за яким вибирається типорозмір гідромотора:

(2.12)

де; .

Проводимо розрахунок основних параметрів гідромотора:

1) З таблиці 1.3 вибираємо величину робочого тиску в системі:

= 5 МПа.

2) Призначаємо коефіцієнти та для розрахунку:

= 0,25 та = 0,15.

3) Знаходимо робочий об'єм гідромотору:

; = 23· 10^-6 м³ = 23 см³.

4) За розрахованим значенням підбирається значення, що відповідає серійному типорозміру гідромотора для даної галузі - це гідромотор типу Г15−53АМ у якого =23 л/хв. При цьому 23 л/хв 23 см³ та 20/23 1,15.

Тобто розрахунок та вибір гідромотору виконано вірно.

Параметри гідромотора:

Робочий об'єм, см³ — 20;

Номінальна витрата, л/хв — 19,2;

Тиск на вході максимальний, МПа — 12,5;

мінімальний, МПа — 0,5;

Тиск на зливі мінімальний, МПа — 0,08;

Перепад тиску номінальний, МПа — 6,22;

Крутний момент, Нм, не менше: номінальний М_ном — 17;

зтрачування при? Р_ном — 15,4;

Частота обертання, об/хв: максимальна — 2100;

при ?Р_ном і регулюванні на вході - 30;

на виході - 60;

при перепаді тиску не більше 0,4?Р_ном — 8;

Ефективна потужність номінальна, кВт, не менше — 1,7;

ККД повний, не менше — 0,89;

Момент інерції обертових масс, кгм² — 0,0011;

Втрата масла з дренажного отвору, см³/хв, не більше — 120;

Допустиме навантаження на вал, Н: радіальне — 420;

осьове — 40;

Маса, кг, не більше — 6,1.

гідравлічний привод тиск гідроагрегат

2.2 Розрахунок основних параметрів і вибір гідронасоса

2.2.1 Теоретичні відомості

Насос є перетворювачем механічної енергії в гідравлічну. По величині робочого об'єму всі гідронасоси поділяються на:

— нерегулюємі насоси: з постійним робочим об'ємом;

— насоси зі змінним робочим об'ємом.

Таким чином, насос може бути нерегульованим, регульованим нереверсивним, тобто з постійним напрямком потоку, регульованим реверсивним.

По конструктивному виконанню об'ємні насоси досить різноманітні, однак всі вони працюють по принципу витискання рідини і поділяються на такі види:

1) шестеренні,

з зовнішнім зачепленням,

з внутрішнім зачепленням,

з зубчастим кільцем,

гвинтові,

2) пластинчаті,

з внутрішнім впуском,

з зовнішнім впуском,

3) поршневі,

радіально-поршневі,

аксіально-поршневі.

До основних характеристик насоса належать: головний параметр насоса — робочий об'єм, м³/об, тобто об'єм рідини, яка подається насосом за 1 оберт його приводного вала, чи характерний об'єм, м³/рад, тобто об'єм рідини, яка подається насосом за оберт приводного вала на один радіан; робочий тиск, тобто тиск, який забезпечує насос протягом тривалої роботи; максимальний тиск, при якому допускається короткочасна робота насоса; подача насоса при робочому тиску;, де — номінальна частота обертання приводного вала насоса; - коефіцієнт подачі, який дорівнює відношенню

(3.1)

де — теоретична подача насоса; ККД насоса, де — об'ємний ККД, який характеризує втрати енергії на витоки рідини; - механічний ККД, який характеризує втрати енергії на механічне тертя в насосі; - гідравлічний ККД, який характеризує втрати енергії на місцевих опорах, каналах і робочих вікнах насоса. Використовується також показник — гідромеханічний ККД ;

— потужність на виході насоса

. (3.2)

— потужність на приводному валі насоса

. (3.3)

Проводимо розрахунок та вибір гідронасосу:

1) Встановлюємо розрахункову подачу насоса для режиму руху гідромотора з максимальною швидкістю

м³/с,

де = 0,94 — орієнтовно прийнятий об'ємний ККД насоса.

Для попередніх розрахунків значення об'ємного ККД насоса можна приймати користуючись рекомендаціями: для пластинчастих насосів = 0,69−0,9;

2) За даними галузевих каталогів з урахуванням параметрів робочого тиску і розрахункової подачі насоса вибираємо гідронасос Г12−53АМ. Його подача 2,32*10^-3ю Тому 2,32*10^-31,82*10^-3 м³/с.

Параметри пластинчатого насосу типу Г12−53АМ:

Робочий об'єм, см³ — 20;

Номінальна подача, л/хв — 23;

Тиск на виході МПа, номінальний Р_ном — 6,3;

максимальний — 7;

Потужність, кВт: номінальна — 3,6;

затрачена при нульовій подачі і Р_ном — 0,8;

ККД при номінальному режимі, не менше об'ємний — 0,85;

провний — 0,73;

Кількість циклів зміни подачі за хвилину (при Р_ном) не більше — 40;

Діапазон регулювань тиску, МПа при механічному налаштуванні - 4 — 6,3;

Ресурс при номінальному режимі, ч, не менше, при точності фільтрації, мкм:

10 — 6000;

25 — 5000;

Середній рівень шуму, дБА, не більше — 72;

Маса, кг, не більше — 17,5.

2.2.2 Розрахунок потужності та вибір привідного двигуна

За даними довідкових таблиць обираємо електродвигун типу АИР112МВ12/6

Таблиця 2,2 Параметри електродвигуна типу АИР112МВ12/6

2.3 Вибір робочої рідини

До експлуатаційних властивостей робочої рідини, які доповнюють фізичні параметри можна віднести:

чистоту рідини, тобто характеристику забруднень, присутніх в ній;

наявність в рідині різноманітних присадок, які надають їй додаткові експлуатаційні властивості;

стабільність хімічних та фізичних властивостей у певному діапазоні температур, а також низьку температуру застигання, яка має бути нижче граничного робочого температурного діапазону на 10.15 С;

високу мастильну та антикорозійну якість;

сумісність з матеріалами конструктивних елементів гідросистеми;

високу протипінну стійкість;

протипожежний захист, екологічну нейтральність і відповідність санітарним нормам;

довговічність, економічність і недефіцитність.

Забезпечити всі перераховані властивості одночасно практично неможливо, тому вибирається оптимальний варіант, який вирішує конкретну задачу.

Наявність в робочій рідині забруднень — механічних домішок — регламентується ГОСТ 17 216–71, яким передбачено 19 класів чистоти рідини 00; 1; 2; …; 17, які характеризують кількість і розміри частинок забруднень, що знаходяться в рідині. Найменший клас чистоти відповідає найбільш чистій рідині. Розміри частинок забруднень (частинок металу, кераміки, смолоутворень, органічних частинок і т.п.) а також їх кількість в об'ємі 1005 см³ формують дисперсний склад, а масовий вміст — межу забруднення.

Обираємо індустріальне мастило И-40А за ГОСТ 20 799–88

Таблиця 2.3Параметри індустріального мастила И-40А за ГОСТ 20 799–88

2.4 Розрахунок місткості гідробаку

Гідроємністю називають пристрій, призначений для утримування в ньому робочої рідини з метою використання її в процесі роботи гідроприводу. До гідроємностей відносяться гідробаки і гідроакумулятори.

Гідробак — гідроємність, призначена для живлення об'ємного гідроприводу робочою рідиною. Гідробаки повинні також забезпечувати охолодження робочої рідини, видалення з неї повітря, осадження забруднень і температурну компенсацію зміни об'єму робочої рідини. Гідробаки можуть знаходитися під атмосферним і під надлишковим тиском. Загальні технічні вимоги до баків встановлені ДСТ 16 770−71.

Основні параметри гідробаків, призначених для роботи під надлишковим тиском, — номінальна місткість, максимальний тиск робочої рідини (підпору), інтервали температур робочої рідини і навколишнього середовища. Баки, призначені для роботи під надлишковим тиском, повинні піддаватися гідравлічним іспитам на міцність спробним тиском.

Часто гідробаки входять до складу насосних установок, будучи несучою конструкцією. Для підвищення міцності корпуса і кришки передбачаються ребра жорсткості, що також збільшує і тепловіддачу.

Вихідні дані:

Бак призначений для роботи під атмосферним тиском;

Вибраний насос Г 12−25 для якого Q_н=23 л/хв;

Місткість баку при цьому буде дорівнювати:

V_{Б роз} = (2…3) Q_н= (2…3) 23=46…69

За ГОСТ 12 448–80 приймаємо місткість гідробаку рівною 63 дм²

2.5 Вибір гідророзподільника

Розподільні пристрої (розподільники) призначені для створення визначеного напрямку руху робочої рідини в системі гідроприводу.

За принципом дії всі розподільники розділяються на три основних типи: золотникові, кранові і клапанні.

Золотниковий розподільник — пристрій, у якому розподіл рідини здійснюється осьовим переміщенням робочого елемента в напрямку, перпендикулярному напрямку потоку робочої рідини.

Крановий розподільник — пристрій, у якому розподіл рідини здійснюється поворотом робочого елемента навколо своєї осі, причому напрямок потоку рідини або перпендикулярний, або паралельний осі обертання робочого елемента.

Клапанний розподільник — пристрій, у якому розподіл рідини здійснюється послідовним відкриттям і закриттям витратних вікон за допомогою клапанів різних конструкцій.

Двохлінійний розподільник призначається для запирання потоку рідини чи вільного пропуску його від одного вікна до іншого.

Трьохлінійний розподільник застосовується в основному для керування гідродвигуном однобічної дії, коли вікно живлення гідродвигуна необхідно з'єднати з насосом або з резервуаром.

Чотирьохлінійний розподільник, який одержав найбільше поширення, призначений для подачі рідини під тиском у робочу порожнину гідродвигуна й одночасного відводу її з протилежної порожнини на злив.

Багатолінійний розподільник застосовується для керування у визначеній послідовності декількома гідродвигунами і найчастіше використовується в гідросистемах механізованих крепей.

За числом положень (позицій) робочого елементу розподільники розділяються на двопозиційні, трьохпозиційні, чотирьохпозиційні і багатопозиційні. Робочий елемент фіксується в заданих положеннях за допомогою стопора або центруючої пружини. В першому випадку переміщення робочого елементу виконується оператором, в другому — в одне зі своїх положень (зазвичай нейтральне) робочий елемент повертається автоматично після зняття зусилля керування.

За номінальною витратою насоса 23 л/хв та номінальним тиском насоса 5 МПа, обираємо розподільник типу Р103 В.

Параметри гідророзподільника типу Р103В:

Діаметр умовного проходу, мм — 10;

Витрата масла, л/хв: номінальна — 20−32;

максимальна — 20−80;

Втрата тиску МПа — 0,5;

Тиск МПа: номінальний — 32;

в зливній лінії, не більше — 16;

Максимальне зусилля управління, Н: на рукоятці - 160;

Масса, кг — 3,5.

2.6 Вибіг гідроклапанів

Запобіжні клапани охороняють гідропривід від тиску, що перевищує встановлене значення. Вони діють лише в аварійних ситуаціях (пропускають мастило з напірної лінії в зливну) на відміну від переливних клапанів, призначених для підтримки заданого тиску шляхом безупинного зливу мастила під час роботи. У верстатобудуванні централізовано не виготовляються клапани для роботи тільки в аварійному режимі; запобіжні клапани верстатних гідросистем, як правило, працюють у режимі переливних клапанів.

Редукційні клапани служать для створення встановленого постійного тиску в окремих ділянках гідросистеми, зниженого в порівнянні з тиском у напірній лінії.

При робочих тисках до 10 МПа (іноді до 20 МПа) для запобігання гідросистем від перевантаження, підтримки заданого тиску чи різниці тисків, для дистанційного керування потоком і різними блокуваннями широко застосовують гідроклапани тиску (напірні золотники), у яких на торець золотника діє тиск рідини в одній лінії керування, а на протилежний — тиск в іншій лінії керування і регульоване зусилля пружини. Апарати мають дві основні лінії і дві лінії керування, причому, використовуючи ці лінії чи незалежно з'єднуючи їх, можна одержати чотири виконання клапана, що мають різне функціональне призначення (клапани можуть працювати в режимі запобіжного чи переливного клапанів, а також у режимах регульованих клапанів різниці тисків і клапанів послідовності).

Вибір гідроклапанів зводиться до визначення функціонального призначення кожного з клапанів схеми, та за допомогою таблиці Г3 (додаток Г), з урахуванням подачі насосу та, встановлюється тип клапана, параметри якого найбільш точніше задовольняють вхідні дані.

За отриманими значеннями подачі мастила Q_н=23 л/хв і тиску Р_н — 5 МПа, з довідкових таблиць обираємо тип клапану Г66−32М.

Параметри запобіжного клапана Г66−32М:

Діаметр умовного проходу, мм — 10;

Внутрішні втрати, см³/хв, не більше — 65;

Номінальний перепад тиску, МПа — 0,2;

Маса, кг — 2,4.

2.7 Вибір регуляторів потоку

Регулювання витрати у верстатних гідроприводах використовується для забезпечення необхідної швидкості на вихідній ланці гідродвигуна.

Для цього використовуються також дросельні пристрої, але розрахунки показують, що витрата через дроселювальне робоче вікно залежить як від площі вікна, так і від перепадів тиску на ньому. Тому будь-які коливання перепаду тисків, у тому числі викликані зміною величини навантаження на гідродвигун, викликають коливання витрати і, відповідно, швидкості руху.

Призначення регулятора потоку — стабілізація встановленої витрати (швидкості руху гідродвигуна) незалежно від коливань перепаду тисків на дросельному вікні.

За типом дроселюючого пристрою (дросель або регулятор потоку) та початковими даними та за табл. Г4 (додаток Г) вибираємо елемент ВК, який найбільш точніше відповідає початковим умовам.

За отриманими значеннями подачі мастила Q_н=23 л/хв і тиску Р_н — 5 МПа, з довідкових таблиць обираємо дросель МПГ55−12М.

Параметри дроселя МПГ55−12М:

Діаметр умовного проходу, мм — 10;

Витрата масла, л/хв: номінальна — 25;

максимальна — 32;

мінімальна — 0,1;

Мінімальна різниця витрати на вході і виході л/хв — 2;

Робочий тиск, МПа: номінальний — 6,3, 10, 20;

мінімальний: при Q0.5Q_ном — ;

при Q (0,5ч1) Q^** _ном — 1, 2, 3

Максимальний тиск на виході, МПа — 11, 14, 24;

Зміна встановленої витрати масла в межах робочого тиску від мінімального до номінального і температури масла від +10 до +70^оС, см³/хв, не більше — ±10%;

Розхід масла через повністю закритий дросель, см³/хв, не більше — 60;

Маса, кг — 4,5.

2.8 Вибір фільтра

Фільтри — гідроагрегати ВК, які забезпечують очищення робочої рідини від забруднення. Головною характеристикою фільтра є точність фільтрації, тобто максимальний розмір часток у мікрометрах, які пропускає фільтрувальний елемент. Не менш важливим є величина втрати тиску в фільтрі і максимально допустима витрата рідини при цьому.

В характеристиці фільтра майже ніколи немає вказання на його ємність, тобто на сумарний об'єм, або масу часток забруднення, які можуть затриматись на фільтроелементі без збільшення втрати тиску понад допустимого.

За отриманими значеннями подачі мастила Q_н=23 л/хв і тиску Р_н — 5 МПа, з довідкових таблиць обираємо фільтр типу 0,2Г41−14, що призначений для встановлення на зливних гідролініях.

Параметри фільтра 0,2Г41−14:

Робочий тиск — 6,5 МПа;

Перепад тиску — 0,1 МПа;

Пропускна здатність — 1,2*10^-3 м³/с;

Розмір частинок — 0,2;

Розділ 3 Розрахунок витрат тиску в гідролініях та вибір гідроліній

3.1 Розрахунок витрат тиску в гідролініях

Всі гідролінії, що з'єднують гідравлічні агрегати, взаємне розташування яких постійне, виконуються жорсткими, з металевих труб. Такі труби з'єднуються між собою зварюванням (нероз'ємне з'єднання) чи за допомогою штуцерних пристроїв (роз'ємне з'єднання) [1, ст.41].

Для тисків 15 МПа і вище застосовують сталеві безшовні труби. Сталеві електрозварені труби використовують при тисках до 7 МПа, труби з алюмінієвих сплавів? для тисків до 15 МПа, з мідних — до 3 МПа.

Для з'єднання гідравлічних агрегатів, взаємне розташування яких під час роботи технологічної машини змінюється, використовуються гнучкі гідролінії рукави високого тиску.

Рисунок 5.1 — Конструктивна схема: рукава високого тиску: 1 — внутрішня гумова трубка; 2 — металева сітка; 3 — зовнішня гумова трубка

Внутрішня трубка 1 з маслостійкої гуми обмотана ззовні металевою сіткою 2, яка є силовим елементом, що сприймає сили тиску рідини в рукаві. Зверху вся конструкція захищена гумовим шаром 3. Крім гумових та металевих шарів можуть використовуватись також обмотки з міцних ниток — корда, які забезпечують монолітність всієї конструкції.

Рукави високого тиску чутливі до якості виготовлення та експлуатації, а саме: не можна закручувати рукав відносно його осі при монтажі в гідросистемі; не можна допускати радіусів згинання рукава, менше допустимих; ресурс рукава, в основному, визначається формою, амплітудою і частотою пульсації тиску в ньому, за умови, що не буде перевищена величина робочого тиску; відповідальним елементом конструкції рукава є місце кріплення металевих наконечників — штуцерних елементів.

Основним параметром гідролінії, що підлягає розрахунку, є діаметр гідролінії. При цьому вирішується важливе техніко-економічне завдання, тому, що призначення мінімальних розмірів приведе до пониження маси і габаритів гідросистеми, що є позитивним моментом, але в той же час зростуть втрати тиску і, відповідно, потужності через підвищення швидкості течії в трубах. Тобто зменшиться ККД гідропривода.

Як правило, втрати тиску в гідролінії, враховуючи втрати в місцевих опорах, не повинні перевищувати 5.10% тиску на виході насоса. Однак при більшій довжині гідроліній (10.30) м після визначення необхідно перевірити сумарну величину втрат тиску. Слід відзначити, що більш простим є визначення, як умовного проходу за значенням [1], але такий метод менш точний.

Втрати тиску в круглій трубі із-за тертя рідини в гідролінії довжиною дорівнюють [1, ст.98]:

де — коефіцієнт опору, однаковий для металевих труб і прямолінійних ділянок рукавів високого тиску, який залежить від режиму течії рідини в гідролінії, що впливає на втрати енергії при переміщенні рідини, який знаходиться за формулою; - густина рідини, що рухається в гідролінії.

Існує два режими течії рідини в гідролінії - ламінарний та турбулентний:

— ламінарний режим, в якому рідина тече окремими нашаруваннями, не перемішуючись;

— турбулентний режим, в якому розподілення швидкостей хаотичне, а рідина перемішується по всьому об'єму потоку.

Встановлено, що перехід від ламінарного режиму до турбулентного і навпаки визначається безрозмірним критерієм Re, який називається числом Рейнольдcа:

де — коефіцієнт кінематичної в’язкості, який вибирається в залежності від марки мастила, м²/с [1, ст.18].

При Re2000.2320 потік ламінарний, а при Re2320 — турбулентний. Існує ряд факторів (шорсткість стінок отвору труби, умови входу потоку в трубу та ін.), які можуть змінювати вказані вище критичні значення.

Слід зазначити, що коефіцієнт опору залежить від шорсткості труби (при турбулентній течії). Разом з тим в гідролініях гідроприводів, як правило, швидкості течії такі, що турбулізація потоку незначна. При цьому трубу можна вважати практично гладкою, а втрати тиску оцінювати за номограмами.

Сумарні втрати тиску по довжині гідролінії і в місцевих гідравлічних опорах для гідроприводів не повинні перевищувати 10% від тиску, що розвивається насосом (в гідроприводах низького тиску до 20%).

Вихідні дані:

Q_н=23 л/хв; Р_н — 5 МПа.

Довжини гідроліній: l₂ = 1 м. l₄ = 1.5м. l₅ = 2,5 м. l₆ = 2 м. l₇ = 1 м. l₈ = 0,5 м. — довжини гідроліній нагнітання; l₁ =2,5 м. l₉ = 0,5 м. l₁₀ = 3 м. — довжини гідроліній зливу; l₃ = 1,5 м. — довжина гідролінії всмоктування.

Кінематична вязкість робочої рідини — V=40*10^-6м²/с;

Густина робочої рідини — с=900кг/м³;

Втрати тиску в гідроагрегатах: ?Р_кз=0,2 МПа; ?Р_р=0,5 МПа; ?Р_др=0,2МПа; ?Р_ф=0,1 МПа.

Рис. 3.1Схема для розрахунків

1) Враховуючи види гідроліній та номінальний тиск на виході насоса, за довідковими таблицями вибираємо середні швидкості потоку рідини по гідролініях:

V_серН=5,0 м/с; V_серЗ=2,0 м/с; V_серВ=1,0 м/с.

2) Розраховуємо діаметри нагнітальних зливних та всмоктуальних гідроліній:

м.

м

м

3) Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення діаметра гідролінії .

d_стн=0,0243м=0,025м=25мм;

d_стз=0,0384м=0,040м=40мм;

d_ств=0,0543м=0,055м=55мм.

4) Розраховується реальне значення швидкості рідини для стандартного діаметра гідролінії :

м/с;

м/с;

м/с.

— подача насоса (розглядається варіант, коли вся рідина йде в гідромотор при закритому зворотньому клапані).

5) Знаходиться режим течії в гідролінії, для цього за формулою 5.3 знаходиться число Рейнольда, використовуючи стандартне значення діаметра гідролінії та реальне значення швидкості :

2320 турбулентний режим течії;

2320 ламінарний режим течії;

2320 ламінарний режим течії.

Re 2000.2320 — потік ламінарний,

Re 2320 — потік турбулентний,

6) Знаходиться коефіцієнт опору, враховуючи режими течії рідини:

— для турбулентного режиму.

— для ламінарного режиму;

— для ламінарного режиму.

7) Визначаємо втрати тиску в гідролініях, МПа:

Для гідроліній нагнітання

Для гідроліній зливу:

Для гідролінії всмоктування:

8) Складаємо зведену таблицю розрахунків:

Таблиця 5,1 Витрати тиску в гідролініях

" Н" - нагнітання, «З» -злив, «В» — всмоктування, «Т» — турбулентний режим, «Л» — ламінарний режим

9) Визначаємо сумарні витрати тиску в гідролініях:

??Р_{г. л.}

=0,003+0,017+0,0006+0,026+0,043+0,034+0,017+0,009+0,0006+0,004

=0,1542МПа

10) Визначаємо сумарні витрати тиску в гідроприводі що включають витрати тиску по довжині гідроліній і в місцевих гідравлічних опорах:

??Р_{г. п.} =0,2+0,5+0,2+0,1+0,15=1,15МПа.

Перевіряємо умову:

??Р_{г. п.} 0,1Р_н 1,15 МПа0,15

4. Опис конструкції регулятора витрати МПГ55−12М

Регулятори витрати призначені для зміни витрати масла, що проходить через гідролінію. В гідроприводі з нерегульованим насосом мастило від нього через дросель і розподільник надходить в робочу порожнину циліндра, а з зворотньої сторони зливається в бак. Швидкість руху циліндра регулюється за допомогою регулятора витрати, який обмежує розхід мастила, що надходить до циліндра, причому надлишкове мастило зливається в бак через запобіжний клапан. Останній відрегульований на тиск Р_Н, достатній для подолання максимального навантаження на штоці циліндра. Оскільки через клапан постійно проходить частина мастила, насос постійно працює під максимальним тиском незважаючи на навантаження.

Регулятори витрати типу МПГ55−2М представляють собою комбінацію дроселя з регулятором, підтримуючим постійний перепад тисків на дросельному отворі, завдяки чому практично виключається можливість витрати від навантаження.

Регулятор витрати з запобіжним клапаном типу МПГ55−12М по ТУ2−053−1790 — 86, складається із наступних основних частин: корпусу 1, втулки 2, дроселя 3, гвинта 4, показника обертів 5, валика 6, контргайки 7, лімба 8, штифта 9, пружини 10, пробки 11, перехідника 12, валика 13, корпуса допоміжного клапана 14, гвинта 15, пружин 16 і 19, шарика 17, втулки 22, золотника 24, пробки26.

Рис 4.1 Регулятор витрат типу МПГ55−12М

Мастило з напірної лінії через отвір «Підвід» надходить безпосередньо до дроселювального отвору і далі через отвір в втулці 2 і отвір «Вивід» відводиться в гідросистему. Золотник 24 при власному осьовому переміщенні змінює дроселювальні частини потоку мастила, що підводиться з напірної лінії в зливну через отвір 21, частково перекривши його робочою кромкою, і отвір 23. В ході роботи золотник знаходиться в рівновазі під дією сили пружини 19 і сили тиску мастила в його торцевих порожнинах 20 і 25, зєднаних з порожниною входу в дроселювальний отвір, а також в порожнині 18, з'єднаній з виходом з дроселювального отвору. Це забезпечує автоматичну підтримку постійного перепаду тиску на дроселювальному отворі, та відповідно, і зміни тиску мастила в напірній лінії в залежності від тиску в вивідному отворі. Будь-яка зміна сили F на циліндрі приводить до відповідної зміни тиску р₁=F/A і р_н, причому перепад тиску на дроселювальному отворі підтримується постійним: ?р=р_н-р₁= (0,2ч0,25) МПа. Якщо р₁ збільшується поверх тиску налаштування допоміжного клапана, утворюється керований потік з одного отвору через малий отвір 27, порожнина 18 і допоміжний клапан в зливну лінію, і агрегат, працюючи подібно запобіжному клапану непрямої дії захищає гідросистему від перенавантаження. Відмінні виконання по тиску відрізняються тільки розмірами пружини16. Регулятор витрати має отвір 28 для дистанційного управління, за допомогою якого можна розвантажувати гідросистему від тиску, наприклад, за допомогою розподільника з електроуправлінням при ввімкнутому електромагніті.

З метою зменшення мінімально допустимого потоку мастила розроблена модифікація 2МПГ55−1 без допоміжного клапана. Оскільки апарати типу 2МПГ55−1 не захищають гідросистему від перенавантаження, повинен додатково встановлюватись запобіжний клапан, для розвантаження гідросистеми може встановлюватись пілот.

Оскільки регулятори витрати типу МПГ55−1М і 2МПГ55−1 підтримують тиск в напірній лінії приблизно що відповідає навантаженню, вони більш економічні ніж регулятори типів МПГ55−2М і МПГ55−3М, при застосуванні яких насос постійно працює під максимальним тиском незважаючи на навантаження.

Однак регулятори витрати типу МПГ55−1М і 2МПГ55−1 можна встановлювати тільки на вході в гідродвигун, що в деяких випадках погіршує плавність руху робочих органів. Для кожного робочого органу, що регулюється цим агрегатом, потрібен свій насос, що в верстатних гідроприводах рідко можна виконати.

5. Розрахунок та вибір ущільнень для регулятора витрати МПГ55−12М

Ущільнення забезпечується еластичним герметичним елементом, стисненим з такою силою, щоб тиск в зоні його контакту з ущільненою поверхнею перевищувало тиск в робочому середовищі. В залежності від матеріалу і типу набивки такі ущільнення можуть застосовуватись при тисках до 900 кг/см² і температурах до 450? С. Недоліком ущільнення є велика сила тертя в зоні контакту. Типові конструкції набивних ущільнень наведені на рис 5.1

Рис 5.1 Конструкція набивних ущільнень

В заданому гідроагрегаті застосовують такі ущільнення як: гумові кільця круглого перерізу і розмірів та гумові манжети різного діаметру.

Ущільнення гумовими кільцями круглого перерізу отримали широке розповсюдження в гідравлічних системах. Герметичність цього типу досягається при відсутності тиску за рахунок попереднього стиску гумового кільця в канавці. При появі тиску в системі кільце додатково деформується, і створюється щільний контакт з ущільненою поверхнею.

Кільця круглого перерізу застосовують частіше за кільця прямокутного перерізу тому що вони не мають гострих країв які руйнують шар мастила від якого в значній мірі залежить довговічність ущільнення. Окрім того кільця круглого перерізу менше піддані можливості витиску в зазор між деталями.

При малих швидкостях поступального руху, коли товщина змащувальної плівки недостатня, можливе провертання кільця в канавці і зв’язаний з цим підвищене спрацювання кілець круглого перерізу. Для усунення цього недоліка застосовують кільця овального перерізу.

Монтаж кільця круглого перерізу в канавку виконується з розтягом його по внутрішньому діаметру. При монтажі в агрегат кільце деформується з утворенням поверхні контакту. Під дією тиску ущільнюючого середовища кільце додатково деформується, при цьому поверхня контакту додатково деформується.

Для запобігання видавлювання кільця в зазор в канавку встановлюють захисну шайбу з твердістю більшою ніж резина.

В манжетних ущільненнях герметизація забезпечується контактною поверхнею, створену загостреними кінцями вусів манжети за рахунок її деформації при монтажі. Під дією тиску робочої рідини площина контакту збільшується.

Резинові манжети (ГОСТ6969−54) призначені для ущільнення деталей, що рухаються зворотньо-поступально при тисках до 320 кг/см² і температурах від — 35 до +80 ?С.

При встановленні резинові манжети деформуються на значно велику величину, аніж кільця круглого перерізу, відповідно ущільнення манжетами менш чутливі до огрішностей при виготовленні ущільнюючих поверхонь. Цим пояснюється досить широке їх застосування в загальному машинобудуванні.

Недоліки манжетного ущільнення: а) при тиску більш як 100 кг/см² і радіальних зазорах більш як 0,15 мм можливе затягування манжети в зазор та пошкодження їх; б) можлива втрата герметичності внаслідок того що манжет вивернеться; в) в манжетах на відміну від резинових кілець контактний тиск створюється не за рахунок деформації перерізу, а за рахунок деформації профілю, в результаті чого при мінусових температурах контактний тиск значно знижується, що призводить до негерметичності.

По кількості керуючих вікон і схем управління навантаженням золотникові пари діляться на одно-, дво-, і чотирьохщільні.

Однощільні золотникові пари (рис 5.1, а) представляють собою гідравлічний опір тільки в одній цепі управління навантаження. За допомогою них можна змінювати потужність, що підводиться від джерела тиску до споживача, але неможливо змінювати напрямок потоку.

Рис 5.1 Схеми золотникових пар з різною кількістю керуючих вікон 1 — золотник, 2 — гільза.

Двохщільні золотникові пари (рис 5.1, б) застосовують для регулювання потужності і управлінням потоком рідини в одному контурі навантаження, наприклад, в одному контурі управління диференціальним циліндром. Для забезпечення зворотньо-поступального руху такого циліндра потрібно прикладення протидіючої сили.

Чотирьохщільні золотникові пари поділяються на ідеальні, золотникові пари з позитивним і негативним перекриттям.

Ідеальні золотникові пари мають нульове перекриття робочого вікна. Залежність витрати рідини Q через робоче вікно від ходу такої пари лінійна, без зони нечутливості.

Золотникові пари виконуються циліндричними чи плоскими. Золотники в них виконують поступальний чи обертальний рух переміщення відносно корпусу.

Найбільше застосування знаходять циліндричні золотникові пари. Вони прості по будові, технологічні, мають малу вагу і габарити. Основними недоліками є значна втрата рідини по зазорам золотникової пари. золотник можна встановлювати в корпус, що дозволяє виконати його з мінімальними вагою і габаритами, чи в запресовану гільзу. Для підвищення технологічності і ремонтопридатності застосовують золотникові вузли з вставними герметичними гільзами, а також з гільзами з круглими і профільними отворами замість внутрішніх кільцевих канавок. Застосування плоских золотникових пар при відповідному конструктивному виконанні виключає заклинювання навіть при роботі на забрудненій рідині, дає можливість працювати на рідині з низькими змащувальними властивостями. і на стиснутому газі. Ці якості дозволяють застосовувати їх в системах, до яких ставляться високі вимоги по надійності при роботі в широкому діапазоні температур.

Рис 5.2 Безрозмірна залежність площі дросельних щілин

Розрахунок золотникової пари включає визначення її конструктивних параметрів при заданій витраті і перепаді тиску і залежності зміни площі ѓ дросельної щілини від ходу х золотника. Максимальна площина дросельної щілини для розподільних пристроїв визначається з умови виконання мінімальної втрати тиску і приймається звичайно рівній площі перерізу підвідного каналу, а для регулювальних пристроїв — по заданим величинам максимальної витрати і відповідного йому перепаду тиску. Для спрощення вибору золотникової пари, що забезпечує задану зміну площі щілини по ходу золотника можуть використовуватись безрозмірні залежності (рис 5.2), що представляє собою відношення поточного значення ходу золотника і площі щілини, до їх максимальним значенням. За максимальне значення площі щілини прийнята площа перерізу підводного каналу.

Сила, що потрібна для переміщення золотника. Визначається як сума осьової гідродинамічної сили F_x, сили тертя F_T, сили інерції F_a, сили стиску пружини F_п, і навантаження від неврівноважених тисків робочої рідини F_р:

F_з= F_x+ F_Т+ F_a+ F_п+ F_р.

Гідравлічна сила виникає при проходженні рідини через дросельний отвір золотника. При цьому тиск на торцях золотника розподіляється нерівномірно через звуження струменю і зміни швидкості його течії.

В загальному вигляді значення гідродинамічної сили визначається із рівняння:

Висновок

В результаті виконання курсової роботи з дисципліни Гідравліка, гідро — та пневмопривід, була складена схема гідроприводу та описані режими її роботи. Був проведений вибір усіх гідроагрегатів, що входять до заданого гідроприводу та розраховані параметри гідронасоса, привідного двигуна і місткості гідробаку. Також був проведений розрахунок втрат тиску в гідролініях та проведений вибір гідроліній. По заданому гідроагрегату регулятора витрати МПГ55−12М виконаний опис конструкції розрахунок елементів та робоче креслення. Були, також, розраховані ущільнення для регулятора витрати.

По закінченню вибору гідроагрегатів і виконання розрахунків, була проведена перевірка умови працездатності заданої схеми. в результаті перевірки можна зробити висновок що умова виконується і вибір гідроагрегатів виконано вірно.

По закінченню розрахунків умова працездатності гідроагрегату не виконується, тому що основна маса гідроагрегатів розрахована на більший робочий тиск, а відповідно і втрати тиску більші. А в нашому гідроагрегаті робочий тиск нижчий і тому втрати тиску будуть значно менші. При розрахунку складових гідроагрегату на реальний робочий тиск умова працездатності буде виконуватись.

Перелік посилань

1. Бурєнніков Ю.А., Немировський І.А., Козлов Л. Г. Гідравліка і гідропневмопривод. Ч.1. Гідравліка і гідропривод. Навчальний посібник. — Вінниця: ВНТУ, 2003. — 123 с.

2. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы. Справочник — М.: Машиностроение, 1982.

3. Гидравлические агрегаты тракторов и с/х машин. Каталог — Москва, 1990, част.1, 2, 3.

4. Гидравлическое оборудование для гибких производственных систем, других машин и механизмов. Каталог — Харьков, 1988.

5. Абрамов Е. И., Колесниченко К. А., Маслов В. Т. Элементы гидропривода — Киев: Техника, 1977.

6. Васильченко В. А. Гидравлические приводы мобильных машин. Справочник. — М. Машиностроение, 1988.

7. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Справочник — М.: Машиностроение, Москва, 2001, том 3.