Разработка следящего гидропривода

.

Гидравлический расчет всасывающего трубопровода.

Расчётное значение внутреннего диаметра трубы

где Q - расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе,

[]- допускаемая скорость движения жидкости,

- диаметр трубы, м.

Для сливного трубопровода допускаемая скорость движения жидкости принимается []=2м/с, а для всасывающего- .

.

Выбираем внутренний диаметр бесшовной холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр трубы был равен расчётному значению или больше него, т.е.

мм.

После выбора трубы определяем действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:

.

Т.к. во всасывающем трубопроводе ламинарный режим движения жидкости, то

коэффициент сопротивления

=,

где - число Рейнольдса.

Число (критерий) Рейнольдса

,

где - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, .

Итак,

9 РАСЧЁТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО ТРУБОПРОВОДА НА ПРОЧНОСТЬ

Прочностной расчет трубопровода заключается в определении толщины стенки трубы из условий прочности. Труба рассматривается как тонкостенная оболочка, подверженная равномерно распределенному давлению . С достаточной для инженерной практики точностью минимально допустимая толщина стенки определяется:

,

где - толщина стенки трубы, м;

- расчетное давление на выходе из насосной установки,;

- внутренний паспортный диаметр трубы, м;

- допускаемое напряжение,.

Для труб, выполненных из стали 20, .

Из справочников толщина стенки трубы выбирается так, чтобы действительная толщина стенки трубы несколько превышала расчетное значение , т.е..

По таблице 3.2 выбираем трубу с параметрами:

мм, мм > 1,16 мм.

10 ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

В качестве приводного электродвигателя обычно используется трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором общепромышленного применения. Электродвигатель выбираем при соблюдении следующих условий:

;

,

где и - соответственно номинальные паспортное и расчетное значения активной мощности на валу ротора насоса;

и - соответственно номинальные паспортные значения частоты вращения роторов электродвигателя и насоса.

Расчетная номинальная мощность на валу ротора насоса при дроссельном регулировании скорости

,

где - расчетная мощность на валу ротора насоса, кВт;

- расчетное значение номинального давления на выходном штуцере насоса ( точка А ), МПа;

- значение номинальной производительности ( подачи ) на выходном штуцере насоса ( точка А ), м³/с;

- общий КПД выбранного типоразмера насоса.

кВт.

Из каталога [1] выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором 4А132М4У3, имеющий следующую техническую характеристику:

номинальная мощность - 11 кВт>10,14 кВт;

синхронная частота вращения - 25 об/с==25 об/с;

масса – 100 кг.

11 РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКИХ И СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

При дроссельном регулировании скорости вывод уравнения механических и скоростных характеристик гидропривода осуществляется из условия равновесия сил, действующих на исполнительный орган привода, и уравнения неразрывности потока рабочей жидкости.

Уравнение сил, действующих на поршень гидроцилиндра,

.

Для гидроцилиндра с двухсторонним расположением штоков одинакового диаметра эффективные площади поршня со стороны нагнетательной и сливной полостей гидроцилиндра равны, т.е., тогда

,

где - давление на входе в гидроцилиндр,

;

тогда - давление на выходе из гидроцилиндра,

.

Уравнение давлений имеет вид

,

или

,

где и - соответственно суммарные потери давления жидкости в нагнетательном и сливном трубопроводах,;

- расчетный перепад давления на гидроцилиндре,.

Уравнение неразрывности жидкости для нагнетательного трубопровода-

,

где и - соответственно скорости движения жидкости в элементах нагнетательного трубопровода и скорость движения поршня;

и - соответственно площади поперечного сечения отдельных элементов нагнетательного трубопровода и эффективная площадь поршня гидроцилиндра.

Тогда , но , следовательно, ,

или .

Для дросселя можно записать:

,

где - площадь проходного отверстия дросселя по условному проходу, .

Так как скорость потока жидкости входит в формулу потерь давления в квадратичной зависимости, то определенные ранее потери давления жидкости в соответствующих элементах трубопровода нужно умножить на коэффициенты:

и .

Суммарные потери давления жидкости в нагнетательном трубопроводе могут быть выражены зависимостью

,

где - коэффициент сопротивления нагнетательного трубопровода, Н·с²/м,

.

Аналогично могут быть выражены суммарные потери давления жидкости в сливном трубопроводе ( участок ВГ ):

,

где - коэффициент сопротивления сливного трубопровода, Н·с²/м,

- коэффициент сопротивления дросселя, Н с²,

.

Тогда уравнение равновесия сил, действующих на поршень гидроцилиндра примет вид

.

Отсюда скорость движения поршня ( штока ) гидроцилиндра, м/с,

.

;

;

;

.

Механические и скоростные характеристики гидроприводов рассчитываем для заданного диапазона бесступенчатого регулирования скорости движения поршня ( штока ) гидроцилиндра от до .

В зависимости от заданных пределов регулирования скорости движения поршня ( штока) гидроцилиндра определяются максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу.

где и - соответственно заданные пределы изменения скорости движения поршня ( штока ) гидроцилиндра, м/с;

- заданное номинальное усилие на штоке гидроцилиндра, Н;

и - соответственно максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу, м².

- расчетное давление на выходе из насоса, .

Проверка правильности расчетов:

,

где - максимальная площадь проходного отверстия выбранного типоразмера дросселя ( определяется по условному проходу дросселя ).

Принимая несколько значений в пределах (промежуток разбиваем на несколько значений ), а также изменяя F в пределах , вычисляем параметры механических и скоростных характеристик гидропривода.

Максимальное значение усилия сопротивления на штоке гидроцилиндра, при действии которого поршень ( шток ) остановится ( =0 ), определится из условия.

, откуда

Методика определения скорости движения поршня гидроцилиндра на основании уравнения равновесия сил, действующих на гидроцилиндр, не учитывает конечную производительность источника питания. Поэтому при подстановке в формулы малых усилий F могут получиться значительные скорости движения поршня ( штока ) гидроцилиндра. В действительности в гидроприводе установлен насос с нерегулируемым рабочим объемом, который имеет конечную паспортную номинальную производительность . Максимально возможная ( предельная ) скорость движения поршня ( штока) гидроцилиндра определяется:

.

Следовательно, расчет скоростей движения поршня имеет смысл производить только до тех пор, пока .

Полученные в результате вычислений данные занесены в таблицу 1. Используя данные таблицы 1, построены механические (естественная и искусственные) характеристики и скоростные характеристики гидропривода (рисунок 2).

а)

б)

Рисунок 2 – Механические ( а ) и скоростные ( б ) характеристики гидропривода

Таблица 1 – Параметры механических и скоростных характеристик гидропривода

12 АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЛИНЕАРИЗОВАННОЙ МОДЕЛИ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА

Цель анализа и синтеза динамической модели следящих гидроприво­дов с дроссельным и объемным регулированием скорости – проверить ус­тойчивость работы