Определение потерь давления на участках гидросистемы

КУРСОВАЯ РАБОТА

По гидроприводу

Расчетно-пояснительная записка

 

В данной курсовой работе выполняется типовой расчет гидравлического привода технологического оборудования.

ПРИВОД, ГИДРОЦИЛИНДР, ПОТЕРИ, РАСХОД, ДАВЛЕНИЕ, СКОРОСТЬ, НАСОС ПЕРЕМЕННОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ, РЕВЕРС.

Курсовой работа состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части (приложение 1).

Расчетно-пояснительной записка состоит из 24 листа, 1 таблицы, 2 рисунков, 3 приложений.

Типовые циклы работы гидроприводов технологического оборудования:

Вариант №1: 1-5-8-5-8-…-1

Наименования элементов цикла Вариант №1:

1—исходное положение «Стоп»;

5—рабочая подача;

8—реверс;

1—исходное положение «Стоп».

Рекомендуемый набор элементов гидропривода:

Вариант №1: 2,8(В),13,14,26,38,38,39,40.

Исходные данные для расчета гидропривода:

Нагрузка на рабочем органе машины R, Н	Максимальная рабочая подача V, м/с	Диаметр поршня гидроцилиндра D, м	Диаметр штока d, м	Максимально допустимая температура масла в баке tM, 0С
25000	0.06	0,125	0,05	45

 

Содержание

 

Введение

1. Выбор рабочей жидкости

2. Определение потерь давления на участках гидросистемы

3. Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса

4. Определение минимально необходимой производительности насоса

5. Выбор приводного электродвигателя насосной станции

6. Тепловой расчет гидросистемы

7. Выбор фильтров

Список используемой литературы

Приложение 1 (перечень элементов принципиальной гидросхемы)

Приложение 2 (переключения управляющих электромагнитов)

Введение

Типовое проектирование выполняется с целью создания гидроприводов и систем гидроавтоматики из нормализованной аппаратуры. При этом обычно ограничиваются стадией эскизного проектирования, который, в частности, включает в себя: разработку принципиальной схемы и схемы соединений привода; предварительный расчет основных параметров гидропривода; предварительный выбор нормализованной аппаратуры и устройств гидропривода; выбор рабочей жидкости; расчет и выбор гидролиний; определение потерь давления на участках гидросистемы; определение максимального давления жидкости на выходе из насоса; определение производительности насоса; выбор электродвигателя привода насоса; тепловой расчет гидросистемы; проверочный расчет гидропривода.

Перечень параметров, подлежащих расчету, и необходимая точность их определения устанавливаются конкретно для каждой проектируемой гидросистемы. В последнее время разработка станочных гидроприводов все чаще выполняется с применением систем автоматизированного проектирования, обеспечивающих не только определение, но и оптимизацию параметров привода.

Выбор рабочей жидкости

В гидравлических системах рабочая жидкость выполняет несколько функций. Онa служит дня передачи энергии от насоса к потребителю (двигателю), смазки поверхностей трения внутри гидравлических устройств, предотвращения коррозии и, в результате непрерывной циркуляции, в значительной степени способствует отводу тепла от источников его выделения.

В качестве рабочих жидкостей в промышленных гидроприводах преимущественно используют минеральные масла на нефтяной основе.

Основным параметром, по которому производится выбор рабочей жидкости для проектируемой гидросистемы, является вязкость. Выбор оптимальной вязкости масла представляет известные трудности, так как при этом приходится учитывать противоречивые требования. При недостаточной вязкости жидкости не удерживается на нагруженных несущих поверхностях гидромашин и устройств, в результате чего может возникнуть их преждевременный износ. Кроме того, малая вязкость жидкости способствует увеличению внутренних утечек в системе и ускорению окисления масла. При слишком большой вязкости рабочей жидкости увеличивается мощность, необходимая на преодоление трения, ухудшается всасывающая способность насосов, возможно нарушение теплового режима работы системы и возникновение кавитации, ухудшается фильтрация.

В промышленных гидроприводах эксплуатируют масла с кинематической вязкостью (10–60)∙10^-6 м²/с в диапазоне температур (30–60) ⁰С. Рекомендуется при рабочем давлении жидкости р≤6,3 МПа. При этом ориентировочное значения р определяется по зависимости (1) [2]:

 

 

Исходя из выше сказанного выбираем по [3] масло марки ИГП–18. кинематическая вязкость при температуре 50 ⁰С υ=(16,5-20,5) м²/с; плотностью ρ=880 кг/м³.

Определение потерь давления на участках гидросистемы

 

Потери давления делятся на два вида: потери давленая по длине, возникающие преимущественно на прямолинейных участках гидролиний в обусловленные действием сил гидравлического трения, и потери на местных сопротивлениях, причиной которых является деформация потока жидкости при прохождении через аппараты, устройства и соединительную арматуру. Потери давления зависят, при прочих равных условиях, от режимов движения жидкости, а также от размеров и шероховатости внутренних поверхностей трубопроводов. Наибольшее влияние на величину потерь давления оказывает скорость течения жидкости.

Максимальную скорость течения жидкости в гидролиниях ограничивают величиной 10-15 м/с. Превышение указанных пределов приводит к существенному увеличению потерь давления и может вызвать образование местных зон пониженного давления (кавитации). Необоснованное занижение скорости течения жидкости приводит к увеличению диаметров трубопроводов и, следовательно, в увеличения массы и габаритов всего привода.

При типовых расчетах рекомендуется скорость масла выбирать в следующих пределах: для всасывающих гидролиний, по который масло. движется к насосу V_M = 0,5-1,5 м/с;

для нагнетательных (напорных) гидролиний, соединяющих насос с гидродвигателемвзависимости от рабочего давления при р≤2,5 МПа скорость V_M ≤3 м/с.

для сливных гидролиний, по которым отработанная жидкость возвращается в бак V_M =1–2 м/с.

для местных сопротивлений, имеющихся на соответствующем участке гидросистемы, скорость течения масла при расчетах увеличивается на 30–50% по сравнению со скоростью в прямолинейных гидролиниях.

Максимальный расход масла ориентировочно определяется исходя из заданных скоростных характеристик привода и геометрических параметров двигателей:

для системы с гидроцилиндром по формуле (4) [2]:

 

 

Внутренний диаметр трубопровода может быть найден из условия неразрывности потока жидкости по формуле (6) [2]:

 

где Q –максимально возможный расход масла на данном участке гидросистемы;

F –площадь проходного сечения;

d - внутренний диаметр трубопровода.

Значения диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов необходимо округлить до ближайшего значения из нормального ряда

Внутренние диаметры трубопроводов:

-для всасывающей гидролинии

 

 

-для нагнетательной гидролинии

 

 

-для сливной гидролинии

 

 

Из таблицы 2 [2] выбираем больший диаметр на различных участках гидросистемы:

-для всасывающей гидролинии d=0.025 м

-для нагнетательной гидролинии d=0.02 м

-для сливной гидролинии d=0.02 м

Действительные максимальные скорости на различных участках гидросистемы по формуле (7) [2]:

-для всасывающей гидролинии

-для нагнетательной гидролинии

-для сливной гидролинии

Наибольшее влияние на технические параметры привода потери давления оказывают при обеспечении рабочей подачи, когда преодолевается максимальная нагрузка. Именно для этого элемента цикла и выполняется дальнейший расчет.

Режим течения на отдельных участках гидросистемы определяется безразмерным числом Рейнольдса Re. Для трубопроводов круглого сечения определяется по формуле (8) [2]:

где V_M – скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при обеспечении рабочей подачи выходного звена привода

d – номинальный внутренний диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы;

υ– кинематическая вязкость жидкости.

-для всасывающей гидролинии

-для нагнетательной гидролинии

-для сливной гидролинии

Различают два режима течения жидкости: ламинарный, при котором частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает беспорядочный характер. Переход от ламинарного режима к турбулентному происходит при определенных условиях, характеризуемых критическим числом Рейнольдса Re_кр: поток ламинарный если, Re_кр>Re, поток турбулентный, если Re_кр<Re. Для круглых гладких труб Re_кр=2300.

Предпочтительным является ламинарный режим течения жидкости, при котором потери давления минимальны. Следует избегать режимов близких к Re_кр, так как при длительной работе оборудования может возникнуть пульсация давления, нарушение стабильности расходов на отдельных участках системы, повышенный нагрев жидкости и другие нежелательные явления.

Так как <Re_кр=2300, следовательно жидкость течет в ламинарном режиме.

Потери по длине в трубах круглого сечения как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения масла определяют по общей формуле (9) [2]:

 

где λ– коэффициент гидравлического трения;

l и d – длина и диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы;

V_M – скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при ее работе в режиме рабочей подачи;

ρ– плотность масла.

Длины участков трубопроводов определяются в каждом конкретном случае исходя из габаритов проектируемого технического оборудования, места расположения насосной станции и рабочих органов машины, способов монтажа гидрооборудования и других условий. Для технологического оборудования малых и средних типоразмеров можно принять длины участков в следующих пределах: всасывающий трубопровод- до 1 метра, напорный и сливной до 5 метров.

Для ламинарного режима движения жидкости коэффициент гидравлического трения может быть определен по следующей зависимости:

где k =75 – для жестких трубопроводов.

Потери давления по длине в трубопроводах:

-для всасывающей гидролинии

-для нагнетательной гидролинии

-для сливной гидролинии Потери давления в различных местных сопротивлениях на участке гидросистемы определяют по формуле

 

 

где V_M – скорость масла в местных сопротивлениях рассматриваемого участка системы;

ξ– коэффициенты сопротивления для ряда последовательно расположенных местных сопротивлений.

Виды и количество местных сопротивлений определяются по принципиальной гидравлической схеме привода, при этом учитывается влияние только тех сопротивлений, через которые поток жидкости проходит при обеспечении рабочей подачи подвижного органа машины.

Коэффициенты ξ для конкретных местных сопротивлений определяются обычно экспериментально и их значения можно найти в справочниках.

Потери давления в различных местных сопротивлениях:

-для всасывающей гидролинии

-для нагнетательной гидролинии

-для сливной гидролинии

Потери давления в гидроаппаратуре:

Фильтр всасывания:

Фильтр сливной:

Гидроклапан давления с обратным клапаном:

Распределитель:

Суммарные потери при движении жидкости по участку гидросистемы складываются из потерь давления по длине гидролинии и потерь на местных сопротивлениях:

 

 

 

и определяются отдельно для всасывающей, напорной и сливной линий проектируемой гидросистемы.

-для всасывающей гидролинии

-для нагнетательной гидролинии

-для сливной гидролинии

Опыт проектирования показывает, что в общем, объеме потери на местных сопротивлениях являются преобладающими. Это объясняется стремлением к наибольшей компактности промышленных гидроприводов и вследствие этого широким использованием аппаратуры стыкового исполнения и модульного монтажа, не требующих протяженных соединительных гидролиний.

12	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: