Гидропривод брикетировочного пресса. Расчет и выбор устройств управления. Расчет трубопроводов. Выбор вспомогательного оборудования

Страницы работы

23 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Отработанное масло через сливную магистраль возвращается в бак. Для предотвращения проседания плунжера пресса под собственным весом в нерабочее время  , что может привести к появлению воздуха в поршневой полости, служит гидрозамок ГЗ.

II. Специальная часть.

            II.1. Расчет гидроцилиндра.

     При выборе гидроцилиндра определяем нагрузку на его выходном звене с учетом сил инерции.

     Инерционную нагрузку определяем по формуле:

где: m – масса подвижных частей, приведенная к выходному звену                                гидромотора  поступательного действия, КГ;

            τо – время разгона гидромотора до заданной скорости, С;

.

     Пиковая нагрузка составит:

Fn = Fmax + Fu,     H;

где:     Fmax – максимальная нагрузка на выходном звене гидромотора, Н;

                        Fu – инерционная нагрузка на выходном звене гидроцилиндра, Н;

Fn =100·104+0,03·104=100,03·104 H.

После определения пиковой нагрузки задаемся расчетным давлением   Ррм=16 мПа, давлением в сливной линии Pcл = 0,16 мПа, по ГОСТу 12445-80 и определяем  расчетный диаметр поршня гидроцилиндра:


            Принимаем стандартные значения диаметра поршня и штока [1]

Dn = 200мм; Dш = 150 мм;

Давление масла перед гидроцилиндром определяем по формуле:

где:

F – средняя нагрузка на выходном звене гидромотора, Н;

а, в – постоянные параметры гидроцилиндра.

где:     Dn, Dм – диаметры поршня и штока гидроцилиндра, М;

Рсл – давление в сливной гидролинии, Па;

р’ – давление на контактную поверхность возникающее при монтажном сжатии усов манжеты из полихлорвинила, р’ = 0,5 МПа;    

f – коэффициент трения при обильной смазке, f = 0,03.

bn, bш – ширина манжет поршня и штока, М;

bn = 10 мм } приложение 1 стр. 57[2].

bш = 10 мм}

Определяем максимальное давление перед гидромотором, Па;

             

Расход масла на гидроцилиндре при выталкивании:

где: ήом – объемный КПД цилиндра уплотненного V образными манжетами принимаем равным 1:

   

II.2. Расчет и выбор устройств управления.

Расход и давление на гидрораспределителе:

Qp = Qм;     Qp = 48/,6 л/мин.;       Qp max = 62,4 л/мин;

Рр = Рм;       Рр = 6,43 МПа;         Рр max = 9,63 МПа.

В качестве распределителя принимаем гидрораспределитель 14Г74-24 с электроуправлением ТУ 2-053-1436-79 таблица 4.4 стр. 78 [3], с характеристиками:

Dy = 20 мм;             Рkр= 20Мпа;             Qкр = 70 л/мин.     

стр. 76 [3]  ∆Qкр = 200 см3/мин = 0,2 л/мин;    

стр. 77 рис. 4.3.    ∆Pкр = 0,3 МПа;

Утечки при рабочих давлениях:

Падение давления при рабочих расходах:

                      

Давление и расход предохранительным клапаном:

Ркп = Рм +  ∆Рр,  МПа;

Ркп = 6,43 + 0,14 = 6,57 МПа:

Ркп max = 9,63 + 0,03 = 9,93  МПа;

Qкп = Qм + DQp, л/мин;

Qкп = 48,6 + 0,064 = 48,664 л/мин;

Qкп  max = 62,4 + 0,096 = 62,496 л/мин;

По таблице 5.6. стр. 131 [3] принимаем предохранительный клапан КПЕ-20 ТУ2-053-1748-85, нормально закрытый с характеристиками:

Dy = 20 мм;     Рккп = 32 МПа;     Qккп = 40 л/мин;

Qккп max = 63 л/мин;  Qккп min = 8 л/мин;   DQккп = 400 см3/мин = 0,4 л/мин.

Рабочие утечки через клапан:


II.3. Расчет трубопроводов.

Принимаем металлические трубы круглого сечения. Для определения диаметров задаемся максимальными скоростями течения масла в напорной линии  U= 4м/с, в сливной U = 2 м/с, во всасывающей  U = 1,2 м/с.

Расчетный диаметр трубы:

Диаметры трубопроводов на нагнетании и сливе принимаем одинаковыми с внутренним диаметром.

      Dтн = Dтсл = 20 мм;     Dтвс = 25 мм; табл. 76.

Тогда действительные скорости течения масла в трубах:

            Числа Рейнольдса и коэффициенты гидравлического трения для:

V = 30 мм2/с = 3 ●10-5 м2 /с– вязкость масла; 

Т.к. числа Рейнольдса Re < 2000, то коэффициент трения рассчитывается по  

формуле:

 

Потери давления в трубах определяем по формуле:

 где:      ρ= 890 кг/м3  - плотность масла.  

Потери давления в нагнетательной и сливной гидролинии:

II.4. Выбор вспомогательного оборудования.

Давление и расход на обратном клапане:

Рко = Рм + D Рм,  МПа;

Qко = Qм + D Qp +  DQ кп,   л/мин

Рко = 6,43 + 0,14 = 6,57 МПа;

Рко max = 9,63 + 0,3 = 9,93 МПа;

Qко = 48,64 + 0,084 + 0,08 = 48,764 л/мин;

Qко max = 62,4 + 0,096 + 0,12 = 62,616 л/мин;

По таблице 4.9. стр. 109 [3] принимаем обратный клапан Г 51-24 ТУ2-053-1649-83 с характеристиками:

Dy = 20 мм; Qкко = 70  л/мин ; ∆Qкп = 0,008 л/мин ;

Ркко = 20 МПа;   ∆Pкок = 0,2 МПа;

Потери давления на обратном клапане:

Давление и расход на фильтре:

Рф = Рм +  DРр + D Рко,  МПа;

Qф = Qм +D Qp + D Qкп  ,  л/мин  ;

Рф =6,43 + 0,14 + 0,139 = 6,709 МПа;

Рф max = 9,63 + 0,3 + 0,179 = 10,109 МПа;

Qф =48,6 + 0,084 + 0,08  = 48,764 л/мин  ;

Qф max = Qко max = 62,616 л/мин .

По таблице 8.10 стр. 305 [3] принимаем напорный фильтр ФП7 -ГОСТ

16026-80 , с характеристиками:

Dy = 20 мм; тонкость фильтрации 25 мкм;

     Qфк = 63 л/мин ;     ∆ Pфк = 0,11 МПа;    Рфк = 20 МПа;

Потери давления на фильтре:

Вместимость бака принимаем равной трехминутной производительности насоса:                                  Wpб = 3  ●Qн = 3  ● 64 = 189 л;

Принимаем стандартное значение емкости бака:

Wб = 200 л .

II.5. Расчет и выбор насоса и электродвигателя.

Давление и подача за насосом:

Рн = Рм +  ΔРр + ΔРко + Δ Рф +  ΔРн,  МПа;

Qн = Qм + ∆ Qр + ∆Qкп ,  л/мин ;

Рн = 6,43 + 0,14 + 0,139 + 0,085 + 0,05 = 6,844 МПа;

Рн max = 9,63 + 0,3 + 0,179 + 0,109 + 0,05 = 10,268 МПа;

Qн = 48,6 + 0,084 + 0,08  = 48,764 л/мин;

Qн max = 62,4 + 0,096 + 0,12 = 62,616 л/мин.

По таблице 33 стр. 39 [1] принимаем аксиально-поршневой насос НАР-74-35/250 с характеристиками:

qкн = 63 см3 = 63 ●10-6 м3;   Ркн = 20 МПа; Ркн max=32 МПа

ωнк= 1500 об/мин   = 157,1 рад/с;

ήкно = 0,93;   ήкн = 0,87;

Jн =0,018 кг/м2 ;     0,1< eн>1;

Принимаем скорость вращения вала насоса:          ωн = 1500   об/мин ;

Объемный КПД насоса определяем по формуле:

Полный КПД насоса:

Мощность на валу насоса:

Рнр = Рн + D Pтвс = 6,844 + 0,0068 = 6,851;

.

Момент на валу насоса:

По таблице 3 стр. 60 [2] принимаем асинхронный электродвигатель 4А160S4У3 с  характеристиками:

Nкэ = 15 кВm;   ωкэc = 1500   об/мин  = 157,1 рад/с  ;

Sк = 2,3%;   Sккр = 16 % ;   .

Jкэ =  0,16 кг ● м2

где:     ωэс – синхронная угловая  скорость ротора электродвигателя рад/с ;

Sккр– критическое скольжение электродвигателя.

Мкэ max = 2,3 ● Мкэ, Н.м;

где:      Мэ – момент на валу электродвигателя, Н.м ;

Мкэ max = 2,3 ● 97 = 224,7 Н.м;

Т.к. Nкэ > Nвн max и Мкэ > Mвн max -  выбранный электродвигатель удовлетворяет

условиям работоспособности.

Уточняем действительное скольжение электродвигателя:

Уточняем скорость вращения вала насоса:

ωн = ωэс ● (1 – S) = 157,1 ● (1 – 0,26) = 116,3 рад/c ;

Т.к. регулирование осуществляется изменением рабочего объема насоса:

Действительная производительность и мощность насоса:

III. Расчет статических характеристик.

КПД гидропередачи определяем по формуле:

ή =  ή м  ● ή с ● ή н ;

 где:          ή м – КПД гидроцилиндра;

Определим параметры холостого хода:

Fx = (Рмосл) ● F ● (1 – ήм) = (6,43-0,16) ● 106 ● 31,4●10-3(1-0,92)=15,75 кH;

Рмx = DРмx + Pсл = 0,545 + 0,16 = 0,705 МПа;

Pнх = Рмx + DРтн + DРр =0,705 + 0,05 + 0,14 = 0,895 МПа;

Удельные утечки

∑ауi = аур + аукп+ аун;

∑ауj = (0,165 + 0,335 + 5,52) ●10-12 = 6,02 ● 10-12 м3/cПа = 0,602 ● 10-11;

Скорость движения штока при холостом ходе и eн = 0,7 = Сonst;

Vx =  1/Fн ● [Qнх – Рнх ● (ар + акп )];

Vx = 1/34,4● 10-3 ● [8,1●10-4-0,895 ●106●(0,5 + 0,335 ● 10-12)]=0,0258 м/с;

по точкам: V = 0,025 м/с  при F = 40 ●104 H;

                     V = 0,0258 м/с  при F = 0;

Строим механическую характеристику V = f(F) при eн = 0,7 = Const (см. графическую часть).

Для построения скоростной характеристики определяем:

eн0 при V = 0  и F = 40 ●104 H = Const

Зона  нечувствительности  при  V=0:

eно = 0,0012● 10-3/0,038 =0,032;

по точкам:                                V = 0,0258 м /с   при  eн = 0,7;

V = 0  при  eно = 0,032;

Строим скоростную характеристику:     V = f(eн) при  F = 40●104 H = Const(см. графическую часть).

IV. Расчет динамических характеристик

Составим дифференциальные уравнения описывающие поведение гидропривода     в динамике в безразмерном виде.

где:               

Уравнение описывающее асинхронный двигатель:

где:

где:

Уравнение нагрузки гидромотора поступательного действия:

где:                        

 

Уравнение, описывающее движение жидкости в системе:

где:

En = 1858;

В численном виде уравнения примут вид:

Fc = 1 при t < 0                             Fc > 1,2 при  t > 0

Т.к. при t = 0 в статике производные равны нулю, определим начальные условия:

Рн = 0,995 ●Fc + 0,009 = 0,995 ●1 + 0,009 = 1,055;

Mэ = 1●Рn - 0 = 1,055 ●1 - 0 = 1,055;

;

;

Параметр характеризующий:  

Fc(t) =  1 при  t < 0 ;        F=Fmax    при t > 0.

Из построенных динамических характеристик видно, что время перехода

Похожие материалы

Информация о работе