Так как участки сопротивления соединяются последовательно, то суммарные потери в нагнетательной или сливной линиях гидросистемы определяются алгебраическим суммированием всех потерь давления в элементах трубопровода.
Суммарные потери давления в нагнетательном трубопроводе (на участке АБ)
[pic](0,014+0,022+,710)(106=0,746(106[pic].
Суммарные потери давления в сливном трубопроводе (на участке ВГ)
[pic](0,014+0,020+0,610)(106=0,644(106[pic].
7 ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ
Выбрать из справочника источник питания гидросистемы с необходимыми параметрами можно только после определения расчетных значений необходимых давления и расхода на выходе из насосной установки.
Т.к. в качестве исполнительного органа используется гидроцилиндр с двухсторонним расположением штоков, то расчетное давление на выходе из насосной установки определяется :
[pic]0,746(106+6,3(106+0,644(106=7,7(106[pic]. Расчетный расход на выходе из насосной установки:
[pic], где [pic]- расчетное значение расхода на входе в исполнительный орган;
[pic] - суммарный расход утечек жидкости через капиллярные щели кинематических пар гидроаппаратов, установленных в нагнетательной линии АБ ( внутренние утечки аппаратов );
[pic] - расход, затраченный на функционирование регуляторов потока.
[pic]=10(10-4+(2,5(10-6+2,6(10-6+1,5(10-6+0,33(106(3)+ +4,1(10-6=10,14(10-4[pic]. В качестве источника питания выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым рабочим при соблюдении следующих условий:
[pic];
[pic], где [pic] и [pic] - соответственно паспортные номинальные значения давления и производительности ( подачи ) насоса на выходе.
Выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым рабочим БГ 12-24М, имеющий техническую характеристику:
- номинальное давление – [pic];
- номинальная производительность - [pic];
- рабочий объем - [pic];
- частота вращения ротора – 25 об/с;
- объемный КПД – 0,88;
- механический КПД – 0,87;
- общий КПД – 0,77;
- масса – 22 кг.
8 РАСЧЁТ ВЫСОТЫ ВСАСЫВАНИЯ
Уравнение равновесия давлений во всасывающем трубопроводе-
[pic] , где [pic] - потери давления по длине [pic] всасывающего трубопровода;
[pic] - расчетные потери давления в приемном фильтре;
[pic] - давление от столба жидкости во всасывающем трубопроводе;
[pic] - перепад давлений, обеспечивающий всасывающую способность насоса. Расчет высоты всасывания осуществляется при условии обеспечения во всасывающей трубе ламинарного режима ( допускаемая скорость движения жидкости [pic]) и перепада давлений [pic]. Объемный расход жидкости во всасывающем трубопроводе:
[pic] , где [pic] - номинальная производительность насоса;
[pic] - объемный КПД насоса. Расчетное значение высоты всасывания
[pic] , где параметры подставляются в следующих размерах:
[pic] и [pic],[pic]; [pic]-…,[pic]; [pic]-…,[pic]. Высота всасывания [pic] входит в зависимость при определении [pic], поэтому
[pic].
Гидравлический расчет всасывающего трубопровода.
Расчётное значение внутреннего диаметра трубы
[pic] где Q - расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе, [pic] [(]- допускаемая скорость движения жидкости, [pic] [pic]- диаметр трубы, м. Для сливного трубопровода допускаемая скорость движения жидкости принимается [(]=2м/с, а для всасывающего- [pic].
[pic]. Выбираем внутренний диаметр бесшовной холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр трубы [pic] был равен расчётному значению [pic] или больше него, т.е.
[pic]
[pic]мм. После выбора трубы определяем действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:
[pic][pic]. Т.к. во всасывающем трубопроводе ламинарный режим движения жидкости, то коэффициент сопротивления
(=[pic][pic], где [pic] - число Рейнольдса.
Число (критерий) Рейнольдса
[pic], где [pic] - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, [pic]. Итак, [pic]
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 [pic]. С достаточной для инженерной практики точностью минимально допустимая толщина стенки определяется:
[pic] , где [pic] - толщина стенки трубы, м;
[pic] - расчетное давление на выходе из насосной установки,[pic];
[pic] - внутренний паспортный диаметр трубы, м;
[pic] - допускаемое напряжение,[pic]. Для труб, выполненных из стали 20, [pic][pic]. Из справочников толщина стенки трубы выбирается так, чтобы действительная толщина стенки трубы [pic] несколько превышала расчетное значение [pic], т.е.[pic].
[pic] По таблице 3.2 выбираем трубу с параметрами: [pic]мм, [pic] 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:
[pic] ;
[pic] , где [pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортное и расчетное значения активной мощности на валу ротора насоса; [pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортные значения частоты вращения роторов электродвигателя и насоса.
Расчетная номинальная мощность на валу ротора насоса при дроссельном регулировании скорости
[pic], где [pic] - расчетная мощность на валу ротора насоса, кВт;
[pic] - расчетное значение номинального давления на выходном штуцере насоса ( точка А ), МПа;
[pic] - значение номинальной производительности ( подачи ) на выходном штуцере насоса ( точка А ), м3/с;
[pic] - общий КПД выбранного типоразмера насоса.
[pic]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=[pic]=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,
[pic]. Для гидроцилиндра с двухсторонним расположением штоков одинакового диаметра эффективные площади поршня со стороны нагнетательной и сливной полостей гидроцилиндра равны, т.е.[pic], тогда
[pic], где [pic] - давление на входе в гидроцилиндр,
[pic]; тогда [pic] - давление на выходе из гидроцилиндра,
[pic]. Уравнение давлений имеет вид
[pic], или
[pic], где [pic] и [pic] - соответственно суммарные потери давления жидкости в нагнетательном и сливном трубопроводах,[pic];
[pic] - расчетный перепад давления на гидроцилиндре,[pic].
Уравнение неразрывности жидкости для нагнетательного трубопровода-
[pic], где [pic] и [pic] - соответственно скорости движения жидкости в элементах нагнетательного трубопровода и скорость движения поршня;
[pic] и [pic] - соответственно площади поперечного сечения отдельных элементов нагнетательного трубопровода и эффективная площадь поршня гидроцилиндра.
Тогда [pic], [pic]но [pic], следовательно, [pic], или [pic].
Для дросселя можно записать:
[pic], где [pic] - площадь проходного отверстия дросселя по условному проходу, [pic]. 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:
[pic] и [pic].
Суммарные потери давления жидкости в нагнетательном трубопроводе могут быть выражены зависимостью
[pic],
где [pic] - коэффициент сопротивления нагнетательного трубопровода, Н·с2/м,
Аналогично могут быть выражены суммарные потери давления жидкости в сливном трубопроводе ( участок ВГ ):
[pic], где [pic] - коэффициент сопротивления сливного трубопровода, Н·с2/м,
[pic] - коэффициент сопротивления дросселя, Н с2,
[pic]. Тогда уравнение равновесия сил, действующих на поршень гидроцилиндра примет вид
[pic]. 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 [pic] до [pic].
В зависимости от заданных пределов регулирования скорости движения поршня ( штока) гидроцилиндра определяются максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу.
где [pic] и [pic] - соответственно заданные пределы изменения скорости движения поршня ( штока ) гидроцилиндра, м/с;
[pic] - заданное номинальное усилие на штоке гидроцилиндра, Н;
[pic] и [pic] - соответственно максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу, м2.
[pic] - расчетное давление на выходе из насоса, [pic].
Проверка правильности расчетов:
[pic], где [pic] - максимальная площадь проходного отверстия выбранного типоразмера дросселя ( определяется по условному проходу дросселя ). Принимая несколько значений [pic] в пределах [pic] (промежуток [pic] разбиваем на несколько значений [pic]), а также изменяя F в пределах [pic], вычисляем параметры механических и скоростных характеристик гидропривода.
Максимальное значение усилия сопротивления на штоке гидроцилиндра, при действии которого поршень ( шток ) остановится ( (=0 ), определится из условия.
[pic], откуда [pic]
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 [pic]. Максимально возможная ( предельная ) скорость движения поршня ( штока) гидроцилиндра определяется:
Следовательно, расчет скоростей движения поршня имеет смысл производить только до тех пор, пока [pic]. 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).
[pic] а) [pic] б) Рисунок 2 – Механические ( а ) и скоростные ( б ) характеристики гидропривода
Таблица 1 – Параметры механических и скоростных характеристик гидропривода | |Скорость v движения штока, м/с, при | |Усилие | | |F | | |на штоке, | | |Н | | | |[pic],м2 |[pic] |[pic],м2 | |Fмакс=12874 |0 |0 |0 | |FЗ=8157 |0,01 |0,36 |0,57 | |0,75FЗ=6118 |0,012 |0,43 |0,69 | |0,5FЗ=4079 |0,014 |0,49 |- | |0,25FЗ=2039 |0,015 |0,54 |- | |F=0 |0,017 |0,592 |- |
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 гидропривода по характеру переходного процесса и при необходимости определить параметры корректирующих устройств.
Гидроприводы , оснащенные гидроаппаратурой с пропорциональным электрическим управлением , имеют стандартные узлы : электронный усилитель – сумматор БУ2110 и пропорциональный магнит ПЭМ6. Передаточные функции указанных гидроаппаратов:
12.1 Передаточная функция дросселя с пропорциональным электрическим управлением
Дроссель состоит из следующих элементов: пропорционального электромагнита ПЭМ6, гидравлического потенциометра и цилиндрического золотника, выполняющего функции дросселя. Дроссель имеет обратную электрическую связь.
Передаточная функция потенциометра
[pic][pic] где Кп – коэффициент передачи,
Расход через золотник управления при Хо:
[pic] где ( - коэффициент расхода , (=0,7; d0 – диаметр золотника управления; х0 – максимальный ход золотника управления;
[pic] – давление на входе в дроссель (то Рвх=РВ).
Коэффициент усиления потенциометра по расходу
Коэффициент усиления потенциометра по давлению
Коэффициент обратной связи
Эффективная площадь основного золотника
Жесткость пружины основного золотника
где Lз – перемещение основного золотника.
Постоянная времени потенциометра
[pic] где m – масса основного золотника, [pic].
Относительный коэффициент демпфирования колебаний
где f – приведенный коэффициент вязкого трения, .
Передаточная функция основного золотника
Т.к. дроссель расположен на выходе исполнительного органа:
[pic][pic][pic]
12.2 Передаточная функция гидроцилиндра.
где Кгц – коэффициент передачи,
[pic] Постоянная времени гидроцилиндра
[pic] где m – масса подвижных частей (поршня со штоком и рабочего органа машины, [pic](m задается в килограммах , т.е. необходимо принять m(9,81). Сгц – коэффициент динамической жесткости гилроцилиндра,
[pic] где Епр – приведенный модуль упругости стенок гидроцилиндра и жидкости, [pic] Lгц – длина хода поршня гидроцилиндра.
[pic] где f – приведенный коэффициент вязкого трения,
Передаточная функция гидроцилиндра может быть представлена:
12.3 Передаточная функция обратной связи по скорости
Обратная связь обеспечивается тахогенератором ТД – 101. Его ротор связан с выходным валом (штоком) исполнительного органа привода зубчатой передачей, обеспечивая на выходе при максимальной заданной скорости +24 В. На вход усилителя – сумматора подается напряжение +24 В.
Тогда передаточная функция обратной связи
Wо.с (Ps) = Kо.с = 1.
12.4 Передаточные функции корректирующих устройств
Для повышения запаса устойчивости системы и улучшения качества переходного процесса в систему вводится параллельная коррекция с помощью дифференцирующих звеньев, имеющих следующие передаточные функции:
где Т1 и Т2 – постоянные времени корректирующих устройств.
Перечень ссылок
1. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя : В 3 т. – М:
Машиностроение, 1980. – Т. З. – 560 с.
2. Башта Т. М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. – М.:
Машиностроение, 1982. – 422 с.
3. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник. – М.:
Машиностроение, 1988. – 512 с.
4 Методические указания к курсовой работе по дисциплине “Исполнительные механизмы и регулирующие органы”, Е.Ф. Чекулаев, ДГМА, Краматорск, 2000
Министерство образования и науки Украины
Донбасская государственная машиностроительная академия
Кафедра ”Автоматизация производственных процессов”
Расчетно – пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине
“Исполнительные механизмы и регулирующие органы”
Выполнил: студент группы АПП97-1 Комаров В .Н..
Руководитель: доцент Чекулаев Е. Ф.
Краматорск 2001
----------------------- 4
6
5
3
1
2
А
Г
Управляющая ЭВМ
Б
В
9
8
Страницы: 1, 2
