III. Гидроусилитель рулевого управления автомобиля
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего образования
«Петербургский государственный университет путей сообщения
Императора Александра I»
ФГБОУ ВО ПГУПС)
Факультет «Промышленное и гражданское строительство»
Кафедра «Водоснабжение, водоотведение и гидравлика»
Специальность 23.05.01 «Наземные транспортно-технологические средства»
Специализация «Подъёмно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»
Пояснительная записка
К курсовой работе
по дисциплине
«Гидравлика и гидропневмопривод»
на тему: «Гидравлический расчёт объёмного гидропривода»
Форма обучения – очная
| Выполнил обучающийся Курс 2 Группа ПТМ-613 | __________________ подпись, дата | Сызранов И.Ю. |
| Яковлев А.А. | ||
| Руководитель | __________________ подпись, дата |
Санкт-Петербург
2018
I. Расчёт объёмного гидропривода возвратно-поступательного движения
· Аксонометрическая схема
| 16 |
| 15 |
| 14 |
| 11 |
| 13 |
| 12 |
| 10 |
| 9 |
| 8 |
| 7 |
| 6 |
| 5 |
| 4(2) |
| 4(1) |
| 3 |
| 1 |
| 2 |
|
|
|
1 – бак для рабочей жидкости
2 – насос
3 – предохранительный клапан
4(1),4(2) – силовые гидроцилиндры
5 – гидрораспределитель
6 – фильтр для очистки рабочей жидкости
7 – обратный клапан
8 – всасывающая линия
9-16 - трубопроводы
· Исходные данные
x = 1
y = 5
Длина рабочего хода поршня
Время рабочего цикла гидропривода
· Определение расчётных выходных параметров
Поскольку гидропривод имеет два гидроцилиндра, работающих в одинаковых условиях, необходимое усилие на штоке составит
Принимая коэффициент запаса за 1,2 вычисляем расчётное усилие
Исходя из условия устойчивости на изгиб определяем minдиаметр штока
k = 2
E = 2,1*105*106 = 2,1*1011
В соответствии с нормалью ОН 22-176-69 принят гидроцилиндр с параметрами: Диаметр штока 50 мм при φ = 1,65 и L = 1000 мм, внутренний диаметр цилиндра 80 мм
Скорость рабочего хода поршня определяем по формуле
Δt = 1 сек
Принимаем коэффициент запаса по скорости ( 
) = 1,1
Получаем рабочее значение скорости
Расчётная мощность
· Назначение величины рабочего давления и выбор насоса
По величине 
принимаем давление в системе P = 10 МПа
При этом давлении расчётная производительность насоса составит
|
|
|
На основании значения Pи Qнвыбираем насос НШ-32, число оборотовn, равное 1200
· Определение диаметров трубопроводов
В соответствии со схемой работы гидропривода определяем расходы на участках. Диаметры трубопроводов 11,12,13,14 рассчитываем из условия пропуска половинного расхода насоса, остальные трубопроводы рассчитываем на пропуск расхода насоса.
Внутренний диаметр определяем по формуле 
, принимая 
в соответствии с таблицей 3.
Затем определяем толщину стенок трубопровода по формуле 
, принимая тяжёлый режим работы (k = 6)
По этим данным в соответствии с рекомендуемыми типоразмерами стальных бесшовных труб выбираем размеры трубопроводов (приложение 4)
По принятому внутреннему диаметру определяем действительную скорость движения жидкости по формуле
Результаты вычислений сводим в таблицу 4
| Участки | Uрек, | Qн, | Размеры трубопровода | U, | ||||
| Вычисленные | Принятые | |||||||
| dвн, мм | σвн, мм | dн, мм | σ, мм | dвн, мм | ||||
| 8 | 150 | 571 | 22 | - | 25 | 1 | 23 | 137,34 |
| 9,10,15,16 | 500 | 571 | 12,1 | 1,29 | 16 | 1,4 | 13,2 | 416,96 |
| 11,12,13,14 | 500 | 285,5 | 8,5 | 0,91 | 12 | 1,4 | 9,2 | 429,18 |
· Определение потерь давления в гидросистеме
|
|
|
Для определения потерь давления на участках используем метод приведённых длин. Местные сопротивление принимаем в соответствии с аксонометрической схемой (см. рисунок 2). Первоначально определяем приведённые длины участков, вычисление которых сводим в таблицу 5
| Участки | Длина l, м | dвн., м | Виды местных сопротивлений | 
| 
| 
| lпр., м |
| 8 | 0,8 | 0,023 | Вход в трубопровод | 8 | 42 | 0,966 | 1,766 |
| Резкий поворот | 32 | ||||||
| Штуцер | 2 | ||||||
| 9 | 11,5 | 0,0264 | Обратный клапан | 45 | 251 | 6,6264 | 18,1264 |
| Три штуцера | 6 | ||||||
| Тройник напроход | 2 | ||||||
| 10 | Четыре резких поворота | 128 | |||||
| Распределитель | 50 | ||||||
| Тройник с разделением на три равных потока | 20 | ||||||
| 12 | 2,8 | 0,0092 | Резкий поворот | 32 | 46 | 0,4232 | 3,2232 |
| Штуцер | 2 | ||||||
| Выход в гидроцилиндр | 12 | ||||||
| 14 | 2,8 | 0,0092 | Вход в трубопровод | 8 | 42 | 0,3864 | 3,1864 |
| Штуцер | 2 | ||||||
| Резкий поворот | 32 | ||||||
| 15 | 11,5 | 0,0264 | Тройник с соединением потоков | 36 | 200 | 5,28 | 16,78 |
| 16 | Три резких поворота | 96 | |||||
| Три штуцера | 6 | ||||||
| Распределитель | 50 | ||||||
| Выход в фильтр | 12 |
Приняли масло:
|
|
|
трансформаторное (ρ= 896 
, вязкость 9,6 
, предел рабочих температур [-30 - +90] °С
| Участки | lпр., м | dвн., м | 
| 
| 
| Re | λ | 
| ρ, 
| 
| Δp, кПа |
| Подающая линия: бак – гидроцилиндр | |||||||||||
| 8 | 1,766 | 0,023 | 571 | 1,5 | 9,6*10-6 | 3594 | 0,042 | 3,2 | 896 | 1008 | 3,23 |
| 9,10 | 18,1264 | 0,0264 | 571 | 5 | 13750 | 0,031 | 21,41 | 11200 | 239,82 | ||
| 12 | 3,2232 | 0,0092 | 285 | 5 | 4792 | 0,041 | 14,22 | 11200 | 159,27 | ||
| Сливная линия: гидроцилиндр – бак | |||||||||||
| 14 | 3,1864 | 0,0092 | 173 | 2,6 | 9,6*10-6 | 2493 | 0,046 | 16,07 | 896 | 3031 | 48,7 |
| 15,16 | 16,78 | 0,0264 | 346 | 0,63 | 1737 | 0,049 | 31,4 | 179 | 5,61 | ||
| Фильтр | 100,00 | ||||||||||
| Δp (подающая) = 402,32 | |||||||||||
| Δp (сливная) = 154,31 | |||||||||||
| Δp = 556,63 | |||||||||||
· Расчёт гидроцилиндров
Давление в поршневой полости гидроцилиндра
Необходимая площадь гидроцилиндра составит
Определяем требуемый минимальный диаметр гидроцилиндра исходя из расчётной площади
В соответствии с величинами L, ϕ, dminи Dmin подбираем унифицированный гидроцилиндр
D~Dmin, L=L
В данном случае требуемым условиям удовлетворяет гидроцилиндр с параметрами: D = 80 мм, L = 1000 мм, ϕ = 1,65,
d = 50 мм
Проверяем выбранный гидроцилиндр на создание требуемого усилия при рабочем ходе.
Сила трения в уплотнениях поршня
μ = 0,13, bраб. = 15 мм, рк = 5 МПа
Сила трения в уплотнениях штока
μ = 0,13, bраб. = 12,5 мм, рк = 5 МПа
Сила сопротивления, обусловленная вытеснением жидкости с противоположной стороны поршня
Полезное усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе
Полезное усилие, создаваемое в гидроцилиндре (44 кН) превышает необходимое (40 кН), но меньше расчётного (48 кН)
· Определение внутренних утечек рабочей жидкости, расчёт времени рабочего цикла и определение КПД гидропривода
Рабочий расход в гидросистеме найдём по формуле
Утечки в распределителе равны
Утечки в гидроцилиндрах
Таким образом, 
Общий рабочий расход
Рабочий расход одного гидроцилиндра
Определяем скорости рабочего и холостого ходов поршня
Время одного двойного хода поршня гидроцилиндра составит (при Δt = 1 сек)
гидропривод удовлетворяет требованию по обеспечению проектной производительности машины
КПД
Мощность, потребляемая гидроприводом
Полезная мощность гидропривода
Общий КПД гидропривода
· Подбор и расчёт остальных устройств гидропривода
Объём бака для рабочей жидкости принимаем равным трёхминутной производительности насоса
Диаметр канала предохранительного клапана
Принимаем 
Диаметр самого конического клапана
II.
| 1 – Регулируемый насос с реверсом 2 – Нерегулируемый гидродвигатель с реверсом 3,4 – Гидролинии 5,10 – Предохранительные клапаны 6 – Вспомогательный насос без реверса 7 – Обратные клапаны 8 – Фильтр 9 – Бак для жидкости |
| Аксонометрическая схема |
| Принципиальная схема |
Расчёт объёмного гидропривода вращательного движения
· Исходные данные
Необходимый вращательный момент на валу лебёдки
Частота вращения вала лебёдки
Длины участков трубопроводов
· Предварительное определение выходной мощности насоса
Расчёт выполняем по цепочке передачи мощности в гидроприводе
Мощность на валу лебёдки
Мощность на валу гидромотора с учётом КПД двух упругих муфт и редуктора составит:
; 
Определяем входную мощность гидромотора
Находим входную мощность насоса, принимая КПД трубопроводной системы = 0,95
· Назначение величины рабочего давления и выбор насоса
Предварительно принимаем номинальное рабочее давление = 20 МПа. На это давление настраиваем клапан. Минимальное давление в системе (насос) для исключения кавитации принимаем = 0,3
Давление, которое должен развивать насос
Расход, который должен обеспечить насос, равен
Принят насос типа НР типоразмера 250А
Согласно приложению 1, такую производительность может обеспечить насос марки 2НРС250/200, имеющий следующие параметры: рабочий объём – 2500 см3, номинальная подача – 3400 
, номинальное давление – 20 МПа, номинальная частота вращения – 960 
=16 
, объёмный КПД – 0,85, полный КПД – 0,77. Понизим число оборотов, так как при номинальном числе оборотов (960) подача насоса превышает требуемый расход. Определим зависимость числа оборотов от подачи насоса
При этом подача составит:
Этот расход примем в качестве расчётного для гидравлической системы. Полезная выходная мощность насоса:
Мощность, потребляемая насосом:
· Определение диаметра трубопроводов
Так как в гидравлической системе циркулирует один и тот же расход, то магистральные трубопроводы принимаем одного и того же диаметра. Диаметр трубопроводов находим из условия пропуска расхода Q. Принимаем рекомендуемую скорость 
, вычисляя внутренний диаметр трубопровода:
Принимая средний режим работы трубопровода (Ϗ = 4), определяем толщину стенок трубопровода:
В соответствии с рекомендованными типоразмерами (ГОСТ 8734-75) принимаем бесшовные стальные трубы с размерами:
Наружный диаметр – 32 мм, толщина стенки – 4 мм, внутренний диаметр – 25 мм. Действительная скорость движения жидкости в трубопроводе:
· Определение потерь давления в гидросистеме
В качестве рабочей жидкости примем трансформаторное масло ( 
, коэффициент кинематической вязкости 
)
| Участок |  , м
|  ,м
| Виды местных сопротивлений | 
| 
| 
| 
|
| 3 | 8,9 | 0,024 | Четыре резких поворота | 4*32 | 138 | 3,32 | 12,22 |
| Три тройника на проход | 3*2 | ||||||
| Два штуцера | 2*2 | ||||||
| 14 | 9,5 | 0,024 | Четыре резких поворота | 4*32 | 138 | 3,32 | 12,82 |
| Три тройника на проход | 3*2 | ||||||
| Два штуцера | 2*2 |
Таблица 2
| У | lпр., м |  , м
| Q/Qmax | 
| 
| 
| Re | λ | 
| 
| 
| Δpн-м, кПа | Δpм-н, кПа |
| Подающая линия: насос – гидромотор | |||||||||||||
| 3 | 12,22 | 0,024 | 1 | 2274 | 5 | 9,6*10-6 | 12534 | 0,032 | 16,21 | 896 | 11200 | 181,53 | |
| 0,8 | 1819 | 4 | 10027 | 0,033 | 16,93 | 7168 | 121,38 | ||||||
| 0,6 | 1365 | 3 | 7520 | 0,035 | 17,97 | 4032 | 72,45 | ||||||
| 0,4 | 910 | 2 | 5014 | 0,039 | 19,62 | 1792 | 35,16 | ||||||
| 0,2 | 455 | 1 | 2507 | 0,045 | 23,01 | 448 | 10,31 | ||||||
| 0 | 0 | ||||||||||||
| Отводящая линия: гидромотор – насос | |||||||||||||
| 4 | 12,82 | 0,024 | 1 | 2274 | 5 | 9,6*10-6 | 12534 | 0,032 | 17,00 | 896 | 11200 | 190,44 | |
| 0,8 | 1819 | 4 | 10027 | 0,033 | 17,76 | 7168 | 127,34 | ||||||
| 0,6 | 1365 | 3 | 7520 | 0,035 | 18,85 | 4032 | 76,00 | ||||||
| 0,4 | 910 | 2 | 5014 | 0,039 | 20,59 | 1792 | 36,89 | ||||||
| 0,2 | 455 | 1 | 2507 | 0,045 | 24,14 | 448 | 10,81 | ||||||
| 0 | 0 | ||||||||||||
Перепад давления в гидромоторе
Учитывая обратимость объёмных гидромашин принимаем в качестве двигателя радиально-поршневую гидромашину, принятую в качестве насоса.
Т.к. полученное значение не превышает максимально допустимой частоты вращения, то по этому параметру гидромотор подходит.
Определим расчетный момент на валу гидромотора:
Для согласования выходных параметров гидромотора с параметрами на валу лебёдки подбираем редуктор.
Необходимое передаточное число редуктора
По справочнику выбираем редуктор с ближайшим меньшим передаточным числом. Принят цилиндрический горизонтальный одноступенчатый редуктор ЦУ-200 с передаточным числом ip = 2.
Расчётная частота вращения вала лебёдки
Так как 
то условие по обеспечению заданного числа оборотов вала лебедки выполнено.
Расчётный момент на валу лебёдки
Так как ( 
( 
), то условие по обеспечению заданного момента на валу лебедки выполнено.
Определяем КПД гидропривода.
Мощность, потребляемая насосом, определена выше:
кВт
КПД гидропривода
· Управление выходными параметрами гидропривода.
Согласно заданию, для обеспечения управления вращением лебедки в следящем режиме с обеспечением реверса движения выбран регулируемый радиально-поршневой насос со следящим гидравлическим управлением. Гидравлическое управление, а также поддержание давления в системе подпитки обеспечивается вспомогательным шестеренным насосом.
Построим зависимости изменения частоты вращения и момента на валу лебедки в зависимости от изменения частоты вращения и момента относительного эксцентриситета насоса.
Выражение для частоты частоты вращения вала гидромотора:
С учётом передаточного числа редуктора находим зависимость для частоты вращения вала лебедки:
.
Вращающий момент на валу лебедки определяется по формуле
Влияние изменения относительного эксцентриситета насоса на величину момента происходит за счет изменения перепада давления на гидромоторе при изменении расхода, циркулирующего в системе.
Все вычисления по приведенным зависимостям сведены в таблицу
| Q,  /с
| 
кПа
| 
кПа
| 
МПа
|  об/с
|  Н*м
|
| 0,0 | 0 | 0 | 0 | 19,70 | 0 | 887 |
| 0,2 | 455 | 10,31 | 10,81 | 19,68 | 1 | 886 |
| 0,4 | 910 | 35,16 | 36,89 | 19,63 | 2 | 884 |
| 0,6 | 1365 | 72,45 | 76,00 | 19,55 | 3 | 880 |
| 0,8 | 1819 | 121,38 | 127,34 | 19,45 | 4 | 876 |
| 1,0 | 2274 | 181,53 | 190,44 | 19,33 | 5 | 870 |
На рисунке приведена характеристика гидропривода. Из характеристики видно, что при управлении частота вращения вала изменяется линейно, а крутящий момент достигает наибольшей величины на неподвижном валу, что благоприятно с точки зрения пуска лебедки и осуществления реверса движения.
III. Гидроусилитель рулевого управления автомобиля
· Исходные данные
Усилие на штоке
Длина хода поршня 
Скорость хода поршня
Длина напорной линии
Длина сливной линии
Сумма коэффициентов местных сопротивлений напорной линии
Сумма коэффициентов местных сопротивлений сливной линии
Исходя из требуемого усилия на штоке гидроцилиндра, выбираем номинальные давления из ряда нормативных p = 6,3 МПа. Рабочую жидкость выбираем из условий работы в режимах температур от -50°С до +50°С. Останавливаем выбор на трансформаторном масле с плотностью 895 и кинематической вязкостью 
. Это масло обладает достаточно широким интервалом рабочих температур, что позволяет эксплуатировать гидроусилитель в зимнее время без замены рабочей жидкости. Определяем площадь поршня и диаметр гидроцилиндра по формулам:
В соответствии с отраслевой нормалью ОН 22-176-69 выбираем силовой гидроцилиндр с диаметром D = 50 мм, диаметром штока = 32 мм и длиной хода поршня L = 125 мм.
Определяем мощность гидроусилителя по формуле:
Необходимую мощность насоса найдём по формуле, приняв коэффициенты запаса по скорости = 1,1 и по усилию = 1,1
Подачу насоса найдём по формуле
По давлению p = 6,3 МПа и подаче 
выбираем низкомоментный шестерённый насос ДМШ. Номинальное давление насоса 8 МПа.
Рабочий объём насоса = 51,5 см3, объёмный КПД = 0,92, полный 0,85. Частоту вращения насоса, обеспечивающую необходимую подачу , определяем по формуле
Принимаем число оборотов кратным 10 ~610 мин-1
Новая подача составит
При выборе типоразмера золотникового гидрораспределителя учитываем рабочее давление в системе, расход жидкости, режимы работы, необходимое количество позиций (приложение 4). Принимаем для данной системы моноблочный гидрораспределитель Р80-3/1-22, потери давления в котором 
не более 0,3 МПа, номинальное давление p = 16 МПа, номинальный расход жидкости 20-120 
. Находим внутренние диаметры напорной и сливной гидролиний, исходя из рекомендованных скоростей течения жидкости (для напорной гидролинии 
, для сливной 
).
Расходы жидкости в напорной и сливной линии равны между собой и равны подаче насоса 
.
Диаметр напорной гидролинии
Диаметр сливной гидролинии
Толщину стенки для напорной гидролинии определяем по формуле
Принимая запас на коррозию равным 1 мм, толщину стенки принимаем равной 1,2 мм
Толщину стенки сливной гидролинии принимаем без расчёта равной
, так как давление в ней сравнительно невелико.
Определяем наружные диаметры гидролиний и округляем в большую сторону до ближайших стандартных значений. Принимаем
Уточняем значения скоростей
Определяем потери давления в трубопроводах, для чего вычисляем числа Рейнольдса
В напорной линии:
В сливной линии:
Так как числа Рейнольдса в напорной и сливной гидролиниях > 1000, то для определения коэффициента гидравлического трения λ используем формулу А.Д. Альтшуля.
Коэффициент гидравлического трений в напорной линии:
Коэффициент гидравлического трений в сливной линии:
Потери давления в напорной линии:
Потери давления в сливной линии:
Находим необходимое давление насоса, равное давлению в гидроцилиндре (p = 6,3 МПа) плюс потери напора в гидролиниях и гидрораспределителе.
Номинальное давление выбранного насоса 8 МПа.
Таким образом, принятый насос удовлетворяет условиям работы гидроусилителя.
Дата добавления: 2018-06-01; просмотров: 310; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!