Гидромашины и компрессоры

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ИНСТИТУТ НЕФТИ И ГАЗА.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО

ГИДРОПРИВОДУ.

по дисциплине

«Гидромашины и компрессоры»

 

 

 

 

 

 

Студент гр: ЭОПбзс 11-1

 

_____________К.Е.Бренчагов

 

Проверил: д.т.н.

 

____________С.И.Челомбитко

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2013г.

ВВЕДЕНИЕ          3

1. ОБЩАЯ ЧАСТЬ         5

1.1. Выбор функциональной схемы  гидропривода    5

1.2. Выбор рабочей жидкости        6

2. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ        7

2.1. Выбор гидродвигателя        7

2.2. Определение расхода жидкости       7

2.3. Выбор гидравлической аппаратуры      8

2.4. Расчет гидравлической сети       8

2.5. Выбор насоса и определение  его рабочего режима   12

2.6. Выбор электродвигателя        12

2.7. Расчет КПД гидропривода       12

2.8. Определение объема масляного  бака      13

2.9. Тепловой расчет гидросистемы       13

3. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ       15

ЛИТЕРАТУРА          19

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Гидропривод – это совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение машин и механизмов посредством гидравлической энергии. Обязательными элементами гидропривода являются насос и гидродвигатель.

Гидропривод представляет собой своего рода "гидравлическую вставку" между приводным электродвигателем и нагрузкой (машиной и механизмом) и выполняет те же функции, что и механическая передача (редуктор, ременная передача, кривошипно-шатунный механизм и т.д.). Основное назначение гидропривода, как и механической передачи, - преобразование механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки (преобразование вида движения выходного звена двигателя, его параметров, а также регулирование, защита от перегрузок и др.).

Приводным двигателем насоса могут быть электродвигатель, дизель и другие, поэтому иногда гидропривод называется соответственно электронасосный, дизельнасосный и т.д.

К основным преимуществам гидропривода относятся: возможность универсального преобразования механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки; простота управления и автоматизации; простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов машин от перегрузок; широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена; большая передаваемая мощность на единицу массы привода; надежная смазка трущихся поверхностей при применении минеральных масел в качестве

торые из перечисленных недостатков гидропривода можно устранить или значительно уменьшить их влияние на работу машин. Тогда преимущества гидропривода перед обычными механическими передачами становятся столь существенными, что в большинстве случаев предпочтение отдается именно ему.

Сейчас трудно назвать область техники, где бы ни использовался гидропривод. Эффективность, большие технические возможности делают его почти универсальным средством при механизации и автоматизации различных технологических процессов. В частности, в горной промышленности он используется в креплении подземных горных выработок: в очистных забоях применяются индивидуальные гидравлические стойки и гидравлические комплексы, выполняющие основные и вспомогательные операции по передвижке как самих крепей, так и другого механического оборудования в лаве; широко применяются крепи сопряжения горных выработок. Практически все комбайны для ведения очистных и нарезных работ, проведения подготовительных выработок имеют гидропривода подачи исполнительного органа на забой и механизмов для выполнения различных вспомогательных операций. Гидропривод является неотъемлемым элементом буровых установок. Большинство приводов шахтных конвейеров снабжено гидродинамическими муфтами.

 

1. ОБЩАЯ ЧАСТЬ

1.1. Выбор функциональной схемы  гидропривода

Функциональную схему гидропривода выбираем в соответствии с условиями заданиями:

гидропередача состоит из насоса, гидроматора и гидромагистрали длинной 50 метров;

частота вращения вала гидромотора регулируется в пределах от  5-10 об/мин.;

максимальный крутящий момент на валах гидромоторов М=9 кН*м;

предусмотреть реверсирование гидромотора и разгрузку насоса.

В соответствии с данными требованиями выбираем схему, показанную на  рис. 1.1.

Для предотвращения обратного движения жидкости при отключенном насосе или для пропуска ее только в одном направлении предусмотрим обратный клапан, для разгрузки насосов – предохранительный клапан,  для обеспечения фиксации вала гидромотора – гидрозамок, для фильтрации, поступающей в насос жидкости, – фильтр дисковый жидкой смазки, для распределения потока жидкости – золотник реверсивный с электро-гидравлическим управлением.

 

Открытая циркуляция позволяет лучше очищать и охлаждать рабочую жидкость за счет ее отстоя в баке.

Вычислим выходную мощность на валах гидромоторов:

NГ=M´p´n/30                                   (1.1)

где М – крутящий момент, кН´м;

n – частота вращения вала, об/мин

NГ=9´3,14´10/30=9,42 кВт.

Так как выходная мощность на гидромоторе превышает 3 кВт, то необходимо применить объемный метод регулирования.

 

1.2. Выбор рабочей жидкости

 

В качестве рабочей жидкости выберем масло индустриальное марки И-20А (ГОСТ 20799-75), оно имеет следующие характеристики: вязкость при 50°С (17¸23)10-6 м2/с, температура застывания -20°С, температура вспышки 170°С, пределы рабочих температур 0¸90°С, плотность r=881¸901 кг/м3.

 

2. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

2.1. Выбор гидродвигателя

По крутящему моменту М и числу оборотов n выбираем серийный гидромотор ВГД-630. Он имеет следующие параметры: номинальный крутящий момент 7,1 кН´м, номинальное давление 10 МПа, число оборотов в минуту 3¸70, рабочий объем 4,8 дм3/об, объемный коэффициент полезного действия (КПД) - hо=0,97, гидравлический КПД - hг=0,97, механический КПД - hм=0,97.

h=hо´hг´hм                             (2.1)

где h - общий КПД

h=0,97´0,97´0,97=0,91

Определим перепад давления:

Pд=(2p´M´hо)/(qд´h)                      (2.2)

где qд – рабочий объем гидромотора, м3/об

Pд=(2´3,14´9´0,97)/(4,8´10-3´0,91)=12,5 МПа.

2.2. Определение расхода жидкости

Расход рабочей жидкости гидромотора находится согласно выражениям:

QM max=(qд´nmax)/hо,                             (2.3)

QM min=(qд´nmin)/hо,                             (2.4)

где QM max и QM max – соответственно максимальный и минимальный расход жидкости, м3/с;

nmax и nmin – соответственно максимальная и минимальная частота вращения вала гидромотора, об/с

QM max=(4,8´10-3´0,08)/0,91=4,2´10-4 м3/с,

QM min=(4,8´10-3´0,33)/3´0,91=1,7´10-3 м3/с.

 

2.3. Выбор гидравлической аппаратуры

 

Исходя из задачи выбираем:

• золотник реверсивный с электро-гидравлическим управлением Г63-17А (номинальный расход 6,66 дм3/с, номинальное давление 20 МПа, давление управления 0,8¸2 МПа, потеря давления при номинальном расходе не более 0,3 МПа);
• клапан предохранительный с переливным золотником БГ52-17А (номинальный расход масла 6,6 дм3/с, наименьший рекомендуемый расход 0,66 дм3/с, перепад давления на клапане при изменении расхода от наибольшего рекомендуемого на всем диапазоне давлений не более 0,5 МПа);
• обратный клапан ПГ51-27 (номинальный расход масла 9,33 дм3/с, номинальное давление 0,3¸20 МПа, потеря давления при номинальном расходе не более 0,2 МПа);
• фильтр дисковый жидкой смазки ФДЖ-80 (наименьший размер задерживаемых частиц 0,18 мм, пропускная способность 3,4¸6,3 дм3/с, наибольший перепад давления 0,05¸1 МПа, наибольшее рабочее давление 0,4 МПа, фильтрующая поверхность патрона 330 см2, вес 168 кг).

 

2.4. Расчет гидравлической сети

 

Диаметры трубопроводов определяются из условия обеспечения допустимых эксплуатационных скоростей Vэкс:

всасывающие трубопроводы:	0,5¸1,5 м/с;
сливные трубопроводы:	2 м/с;
нагнетательные трубопроводы:	5 м/с.

Исходя из этих величин, определяются внутренние диаметры трубопроводов по формуле:

d=(4Qmax/pVэкс)1/2                          (2.5)

dвсас=(4´4,2´10-4/3,14´1,5)1/2=0,018 м;

dслив=(4´4,2´10-4/3,14´2)1/2=0,016 м;

dнагн=(4´4,2´10-4/3,14´5)1/2=0,01 м.

Округляем полученные значения до стандартных: dвсас=20 мм, dслив=15 мм, dнагн=10 мм.

Определяем скорость движения жидкости:

V=4Qmax/p´d2                               (2.6)

Vвсас=4´4,2´10-4/(3,14´0,022)=1,3 м/с,

Vслив=4´4,2´10-4/(3,14´0,0152)=2,3 м/с,

Vнагн=4´4,2´10-4/(3,14´0,012)=5,3 м/с.

Потери давления по длине трубопроводов составляют:

DPl=r´g´l´l´V2´10-6/(d´2g), МПа,           (2.7)

где g – ускорение силы тяжести;

l - коэффициент Дарси;

l – длина соответствующей трубы, м (lвсас=2 м, lслив=4 м, lнагн=4 м);

d – диаметр соответствующей трубы.

Коэффициент Дарси зависит от режима движения жидкости, который в свою очередь характеризуется числом Рейнольдса Re:

Re=(V´d)/n,                                  (2.8)

где n - кинематическая вязкость жидкости, м2/с

Reвсас=1,3´0,02/2´10-5=1300;

Reслив=2,3´0,015/2´10-5=1725;

Reнагн=5,3´0,01/2´10-5=2650.

Если Re>2320, то необходимо определить значение нижнего предельного числа Рейнольдса:

Reпр. н.=10d/DЭ,                              (2.9)

где DЭ – эквивалентная шероховатость внутренней поверхности трубы (для стальных бесшовных труб DЭ=0,001¸0,002 мм)

Reпр. н. нагн=10´0,01/2´10-6=50000.

Если 2320<Re<Reпр. н., то коэффициент Дарси определяется по формуле Блазиуса для зоны "гидравлически" гладких труб:

l=0,3164/Re0,25                          (2.10)

lвсас=64/1300=0,049;

lслив=64/1725=0,037;

lнагн=0,3164/500000,25=0,021.

Таким образом потери по длине составят:

DPlвсас=900´9,81´0,049´10´1,32´10-6/0,02´2´9,81=7,4´10-6 МПа;

DPlслив=900´9,81´0,037´20´2,32´10-6/0,015´2´9,81=2,6´10-5 МПа;

DPlнагн=900´9,81´0,021´20´5,32´10-6/0,01´2´9,81=5,3´10-5 МПа.

Потери давления на местные сопротивления определяются по формуле:

DPM=DPном(Qmax/Qном)2,                     (2.11)

где DPном – номинальная потеря давления, указанная в технической характеристике гидроустройства при номинальном расходе Qном, МПа.

Потери давления в золотнике:

DPMзол=0,3(4,2´10-4/6,66´10-3)2=0,001 МПа.

Потери давления в предохранительном клапане:

DPMп.к.=0,5(4,2´10-4/6,6´10-3)2=0,002 МПа.

Потери давления в обратном клапане:

DPMо.к.=0,2(4,2´10-4/9,33´10-3)2=0,0004 МПа.

Потери давления в фильтре:

DPMф=0,5(4,2´10-4/6,3´10-3)2=0,002 МПа.

Таблица 2.1.

 

Потери давления в гидросистеме

Участок гидросистемы	Потери давления, МПа
	По длине, DPl	Местные, DPм	Общие, DPw
Всасывающий	0,0000074	0,002	0,0020074
Нагнетательный	0,000026	0,0034	0,003426
Сливной	0,000053	-	0,000053
Сумма	0,000086	0,0054	0,0055

Сопротивление системы определяем по формуле:

a=DPW/Q2max                           (2.12)

a=0,0055/(4,2´10-4)2=311 МПа´с2/м6.

Общее давление в гидросети, необходимое для работы гидропривода, описывается уравнением:

Pc=z´Pд+a´Q2,                         (2.13)

где z - число последовательно соединенных одинаковых и одновременно работающих гидродвигателей

Pc=1*12,5+311*Q2.                 (2.14)

Задаваясь значениями расхода Q, по уравнению (2.14) строится напорная характеристика гидросети Pc=f(Q).

Максимальное давление в гидросистеме определяется:

Pmax=1*12,5+a´Q2max=1*12,5+311*0,000422=12,5 МПа.

 

2.5. Выбор насоса и определение его рабочей точки

 

По максимальному давлению в гидросистеме и максимальной подаче выбираем насос НПМ-400 (максимальная подача при максимальном давлении и номинальном числе оборотов 6,6 дм3/с, минимальный рекомендуемый расход при номинальном давлении 1,66 дм3/с, номинальное давление 20 МПа, номинальное число оборотов в секунду 16, потребляемая мощность 182 кВт) и строим его напорную характеристику (рис. 2.1.). Точка пересечения напорных характеристик соответствует работе насоса на заданную гидросистему, то есть Qр=0,0048 м3/с, Рр=14,73 МПа.