Подбор гидродвигателя к станку модели ЗУ131М (стр. 3 из 3)

Сливная гидролиния

Re=2·10³·5/30=333;

λ=64/333=0,192;

Напорная гидролиния

Re=2·10³·5/30=333;

λ=64/333=0,192;

Определяем потери давления на трение по длине по формуле:

, (6.8)

где ρ=850 кг\м³ ;

Всасывающая гидролиния: l=0.2 м; v=1.5 м/c; d=6 мм; λ=0,213

МПа,

Сливная гидролиния: l=1.5 м; v=2 м/c; d=5 мм; λ=0,192

МПа.

Напорная гидролиния: l=1.3 м; v=2 м/c; d=5 мм; λ=0,192

МПа,

Суммарное значение потерь давления на трение по длине:

ΣΔP_Т=0,0067+0,0979+0,0849=0,1895МПа.

Потери давления на местных сопротивлениях определяются по формуле Вейсбаха:

; (6.9)

где ξ-коэффициент местного сопротивления.

Средние значения местных сопротивлений приведены в справочной литературе [2], стр. 448.

На схеме есть переходники ξ=0.10, плавные повороты труб под углом 90º,

ξ=0.12, обратные клапаны ξ=2.

Для всасывающей гидролинии получим:

ΔP_м=0.12·2·0.10·1,5²/2·850=23Па,

Для сливной гидролинии

ΔP_м=0.12·2·0.10·2²/2·850=40.8Па,

Для напорной гидролинии

ΔP_м=0.12·2·0.10·2²/2·850=40.8Па,

Потери на обратных клапанах

ΔP_к.л.=2·2=4 Па,

Потери на штуцерах присоединяющие трубы к агрегатам

ΔP_м=0.1·7=0.7 Па,

ΣΔP_м=23+40.8+40.8+4+0.7=109.3Па.

Потери давления в гидроаппаратуре определяется по расчетному расходу Q и параметрам, приведенным в их технических характеристиках

, (6.10)

где ΔP_max - потери давления на аппарате при максимальном расходе Q_max;

n- показатель степени, при ламинарном режиме течения n=1.0, при турбулентном режиме n=2.

Рассчитываем потери давления для фильтра пластинчатого 7(1):

МПа.

Рассчитываем потери давления для фильтра пластинчатого 7(2):

МПа.

Рассчитываем потери давления для дросселя 35 и 36:

МПа.

Суммируем потери давления в гидроаппаратуре

ΣΔP_а=0,036+0,144+0,049+0,049=0,278 МПа.

Определим суммарные потери давления в гидролинии:

7.Определение основных параметров и выбор силового насоса

Давление насоса p_н принимается равным предварительно выбранному номинальному давлению p_ном по ГОСТ 12445-80: P_ном=1.6 МПа;

Подача насоса определяется по расходам гидроцилиндров с учетом их одновременной их работы. Чтобы выбранный насос обеспечил расчетную подачу Q_н, соответствующую заданной скорости гидроцилиндра, приводной вал его должен иметь следующую частоту вращения:

; (7.1)

где η- объемный к.п.д. насоса;

По [2] табл.2.3. стр.22 выбираем насос пластинчатый нерегулируемый.

Для данного насоса (по табл.2.1,[2],стр18) выписываем следующие характеристики: насос Г12-33А ГОСТ 14058-68:

рабочий объем: V_он=40 см³,

объемный КПД: η_он=0.91.

мин^-1;

Двигатель привода при продолжительном режиме работы следует выбирать моменту, по моменту, определяемому максимально необходимой подачей насоса при максимальном его давлении.

Мощность двигателя:

N=k·Q_ном·p_ном /η_н, (7.2)

где к- коэффициент запаса, обычно к=1.1;

N=1.1·0,031·1.6·10⁶/0.91·60=0,99кВт.

Определим момент электродвигателя:

, (7.3)

Выбираем электродвигатель 4А80А2У3 со следующими параметрами:

8.Определение к.п.д. гидропривода.

к.п.д. гидропривода определяется по формуле:

, (8.1)

где N_пол- полезная мощность гидродвигателя;

N_н- мощность привода насоса.

N_пол=F_ш·V_ш, (8.2)

ТогдаN_пол=2.5·10³·1.5/60=0,31кВт.

9. Приближенный расчет теплового режима гидропривода.

Нагрев рабочей жидкости происходит за счет гидравлического трения в гидролиниях, а также механического и вязкостного трения в насосе и гидродвигателях. При нагревании рабочей жидкости свыше 80⁰ С ее вязкость и смазочные свойства снижаются. Температуру жидкости можно снизить при помощи охлаждения. При расчете количества отводимой в окружающую среду теплоты площадь наружной поверхности элементов гидропривода оценивают исходя из объема циркулирующей в них жидкости. Это, в первую очередь, поверхности гидробака, насоса и гидродвигателей. При непрерывной работе гидропривода в течение времени t (ч) температура рабочей жидкости в гидробаке определяется по формуле:

, (9.1)

где То- температура окружающего воздуха;

∆N- потери мощности в гидроприводе;

S- расчетная площадь поверхности гидробака;

К- коэффициент теплоотдачи от гидробака к воздуху:

, (9.2)

где α1- коэф-т теплообмена между рабочей жидкостью и стенкой гидробака

δ- толщина стенки гидробака (м); λ- коэффициент теплопроводности стенки гидробака (для стали λ=4,4…5,5Вт/м*⁰С );

α2- коэф-т теплообмена между стенкой гидробака и окружающей средой.

Значения коэффициентов α1 и α2 принимаем α1=50, α2=35.

Тогда,

Вт/м²*⁰С

Потери мощности в гидроприводе определяются как разность между мощностью насоса и полезной мощностью гидродвигателей:

∆Nпот=Nнас·(1-η), (9.3)

Тогда, ∆Nпот=0,12·(1-0,14)=0,1032 кВт.

Тогда температура рабочей жидкости в гидробаке:

Максимальная температура рабочей жидкости в гидрробаке должна быть не более 85⁰С, в нашем случае получилось 20⁰С- условие выполняеться.

Тогда требуемый объем рабочей жидкости в гидробаке можно определить по формуле:

(9.4)

Список литературы

1.Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. М.:Машиностроение,1982.423 с.

2.Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. М.:

1988.512 с.

3.Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я.М.Вильнев, Я.Т.Ковален и др. Под ред. Б.Б. Некрасова. Мн.: Вышэйшая школа, 1985. 382 с.

4.Столбов Л.С., Перова А.Д., Ложкин О.В. Основы гидравлики и гидропривод станков. М.: Машиностроение,1988.256 с.

5.Холин К.М., Никитина О.Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. М.:Машиностроение,1989.264 с.