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

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;

            τ_о – время разгона гидромотора до заданной скорости, С;

.

     Пиковая нагрузка составит:

F_n = F_max + F_u,     H;

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

                        F_u – инерционная нагрузка на выходном звене гидроцилиндра, Н;

F_n =100·10⁴+0,03·10⁴=100,03·10⁴ H.

После определения пиковой нагрузки задаемся расчетным давлением   Р^р_м=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]

D_n = 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:     D_n, D_м – диаметры поршня и штока гидроцилиндра, М;

Р_сл – 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.

b_n, b_ш – ширина манжет поршня и штока, М;

b_n = 10 мм } приложение 1 стр. 57[2].

b_ш = 10 мм}

Определяем максимальное давление перед гидромотором, Па;

Расход масла на гидроцилиндре при выталкивании:

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

II.2. Расчет и выбор устройств управления.

Расход и давление на гидрораспределителе:

Q_p = Q_м;     Q_p = 48/,6 л/мин.;       Q_{p max} = 62,4 л/мин;

Р_р = Р_м;       Р_р = 6,43 МПа;         Р_{р 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:

D_y = 20 мм;             Р^k_р= 20Мпа;             Q^к_р = 70 л/мин.     

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

стр. 77 рис. 4.3.    ∆P^к_р = 0,3 МПа;

Утечки при рабочих давлениях:

Падение давления при рабочих расходах:

Давление и расход предохранительным клапаном:

Р_кп = Р_м +  ∆Р_р,  МПа;

Р_кп = 6,43 + 0,14 = 6,57 МПа:

Р_{кп max} = 9,63 + 0,03 = 9,93  МПа;

Q_кп = Q_м + DQ_p, л/мин;

Q_кп = 48,6 + 0,064 = 48,664 л/мин;

Q_{кп  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:

D_y = 20 мм;     Р^к_кп = 32 МПа;     Q^к_кп = 40 л/мин;

Q^к_{кп max} = 63 л/мин;  Q^к_{кп min} = 8 л/мин;   DQ^к_кп = 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.

      D_тн = D_тсл = 20 мм;     D_твс = 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:

Р_ко = Р_м + D Р_м,  МПа;

Q_ко = Q_м + D Q_p +  DQ _кп,   л/мин

Р_ко = 6,43 + 0,14 = 6,57 МПа;

Р_{ко max} = 9,63 + 0,3 = 9,93 МПа;

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

Q_{ко 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:

D_y = 20 мм; Q^к_ко = 70  л/мин ; ∆Q_кп = 0,008 л/мин ;

Р^к_ко = 20 МПа;   ∆P_ко^к = 0,2 МПа;

Потери давления на обратном клапане:

Давление и расход на фильтре:

Р_ф = Р_м +  DР_р + D Р_ко,  МПа;

Q_ф = Q_м +D Q_p + D Q_кп  ,  л/мин  ;

Р_ф =6,43 + 0,14 + 0,139 = 6,709 МПа;

Р_{ф max} = 9,63 + 0,3 + 0,179 = 10,109 МПа;

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

Q_{ф max} = Q_{ко max} = 62,616 л/мин .

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

16026-80 , с характеристиками:

D_y = 20 мм; тонкость фильтрации 25 мкм;

     Q_ф^к = 63 л/мин ;     ∆ P_ф^к = 0,11 МПа;    Р_ф^к = 20 МПа;

Потери давления на фильтре:

Вместимость бака принимаем равной трехминутной производительности насоса:                                  W^p_б = 3  ●Q_н = 3  ● 64 = 189 л;

Принимаем стандартное значение емкости бака:

W_б = 200 л .

II.5. Расчет и выбор насоса и электродвигателя.

Давление и подача за насосом:

Р_н = Р_м +  ΔР_р + ΔР_ко + Δ Р_ф +  ΔР_н,  МПа;

Q_н = Q_м + ∆ Q_р + ∆Q_кп ,  л/мин ;

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

Р_{н max} = 9,63 + 0,3 + 0,179 + 0,109 + 0,05 = 10,268 МПа;

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

Q_{н 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:

q^к_н = 63 см³ = 63 ●10^-6 м³;   Р^к_н = 20 МПа; Р^к_{н max}=32 МПа

ω_н^к= 1500 об/мин   = 157,1 рад/с;

ή^к_но = 0,93;   ή^к_н = 0,87;

J_н =0,018 кг/м² ;     0,1< e_н>1;

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

Объемный КПД насоса определяем по формуле:

Полный КПД насоса:

Мощность на валу насоса:

Р_нр = Р_н + D P_твс = 6,844 + 0,0068 = 6,851;

.

Момент на валу насоса:

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

N^к_э = 15 кВm;   ω^к_эc = 1500   об/мин  = 157,1 рад/с  ;

S^к = 2,3%;   S^к_кр = 16 % ;   .

J^к_э =  0,16 кг ● м² ; 

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

S^к_кр– критическое скольжение электродвигателя.

М^к_{э max} = 2,3 ● М^кэ, Н.м;

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

М^к_{э max} = 2,3 ● 97 = 224,7 Н.м;

Т.к. N^к_э > N_{вн max} и М^к_э > M_{вн max} -  выбранный электродвигатель удовлетворяет

условиям работоспособности.

Уточняем действительное скольжение электродвигателя:

Уточняем скорость вращения вала насоса:

ω_н = ω_эс ● (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:

F_x = (Р_мо-Р_сл) ● F ● (1 – ή_м) = (6,43-0,16) ● 10⁶ ● 31,4●10^-3(1-0,92)=15,75 кH;

Р_мx = DР_мx + P_сл = 0,545 + 0,16 = 0,705 МПа;

P_нх = Р_мx + DР_тн + DР_р =0,705 + 0,05 + 0,14 = 0,895 МПа;

Удельные утечки

∑а_уi = а_ур + а_укп+ а_ун;

∑а_уj = (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 e_н = 0,7 = Сonst;

V_x =  1/F_н ● [Q_нх – Р_нх ● (а_р + а_кп )];

V_x = 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 e_н = 0,7 = Const (см. графическую часть).

Для построения скоростной характеристики определяем:

e_н0 при V = 0  и F = 40 ●10⁴ H = Const

Зона  нечувствительности  при  V=0:

e_но = 0,0012● 10^-3/0,038 =0,032;

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

V = 0  при  e_но = 0,032;

Строим скоростную характеристику:     V = f(e_н) 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:

E_n = 1858;

В численном виде уравнения примут вид:

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

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

Р_н = 0,995 ●F_c + 0,009 = 0,995 ●1 + 0,009 = 1,055;

M_э = 1●Р_n - 0 = 1,055 ●1 - 0 = 1,055;

;

;

Параметр характеризующий:  

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

Из построенных динамических характеристик видно, что время перехода