Совершенствование рабочих процессов при строительстве газо-нефтепроводов

3.6 Расчёт объёмного гидропривода

Задачей этого расчёта  является определение основных параметров объёмного гидропривода и на его  основе выбор гидрооборудования, принципиальная схема которого изображена на листе.

Исходные данные:

• Номинальное давление в гидроприводе, МПа    20
• Скорость движения штока, м/с      0,2

Длина гидролиний, м:

• всасывающей         0,2
• напорной          1,2
• исполнительной         1,5
• сливной          1,5

3.6.1. Определение мощности гидропривода и насоса

Мощность гидропривода определяется по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных механизмов.

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) определяем по формуле /13/:

                                                           ,               (3.54)

где N_гдв – мощность гидродвигателя, кВт;

F – усилие на штоке, кН; F = G_ПР = 35 кН;

V – скорость движения штока, м/с.

 

кВт.

На первом этапе расчёта гидропривода потери давления и расхода рабочей жидкости учитываем коэффициентами запаса по усилию и скорости. Полезную мощность насоса определяем исходя из мощности гидродвигателя с учётом потерь энергии при её передачи от насоса к гидродвигателю по формуле /13/:

                                              ,                                  (3.55)

где N_нп – мощность насоса, кВт;

k_зу – коэффициент запаса по усилию, k_зу=1,2 /9/;

k_зс – коэффициент запаса по скорости, k_зс=1,3 /9/.

Определяем полезную мощность насоса:

кВт.

3.6.2. Выбор насоса

Зная необходимую мощность насоса, найдём рабочий объём насоса по формуле /13/:

                                                         ,     (3.56)

где q_н – рабочий объём насоса, дм³/об;

Р_ном – номинальное давление, МПа;

n_н – частота вращения вала насоса, примем n_н=25 с^-1.

Рассчитаем рабочий  объём насоса:

 дм³/об.

Насос выбираем по двум параметрам, ближайшим  к расчётным,: номинальному давлению и рабочему объёму насоса. Из технической литературы /14 / выбираем аксиально-поршневой регулируемый насос типа 207.20.18.02 с регулятором мощности типа 400.20.13.10.

Техническая характеристика насоса:

Рабочий объём, см³/об         54,8

Давление на выходе, МПа:

номинальное         20

максимальное         32

минимальное         1

Частота вращения вала, мин^-1:

минимальная         378

номинальная         1500

максимальная         2900

Номинальная объёмная подача, дм³/мин      78,1

Номинальная потребляемая мощность, кВт     29,5

КПД насоса (не менее)         0,91

Объёмный КПД (не менее)        0,95

Тонкость фильтрации рабочей жидкости, мкм     40

Допускаемая температура  рабочей жидкости, °С

минимальная         -40

максимальная         +75

Масса, кг           39

Параметры регулятора мощности:

Ограничение наибольшей подачи упором,

устанавливаемым при изготовлении, %      0-20

Номинальная мощность, поддерживаемая регулятором, кВт  14,7

Диапазон регулирования при  угле наклона блока, 25°   3,2

Минимальная продолжительность цикла  регулирования, с,

при угле наклона блока:

от 0 до 25°          0,20

от 25 до 0°          0,10

Допустимое количество циклов регулирования  за 1 мин   10

Масса (без рабочей жидкости), кг       43

Для управления регулятором мощности, обеспечивающим необходимую подачу насоса, установим дополнительный управляющий  насос НШ-10.

По технической характеристике выбранного насоса производим уточнение  действительной подачи насоса по формуле /13/:

                                                 ,     (3.57)

где Q_нд – действительная подача насоса, дм³/с;

q_нд – действительный рабочий объём насоса, дм³/об;

n_нд – действительная частота вращения вала насоса, с^-1;

- объёмный КПД насоса.

Рассчитываем действительную подачу насоса:

 дм³/с.

3.6.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Расчётные значения внутренних диаметров  всасывающей, напорной и сливной гидролиний определяем из уравнения неразрывности с учётом размерностей по формуле /9/:

                                                   ,     (3.58)

где d_р – расчётное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

V_ж – скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Принимаем согласно рекомендациям /9/ следующие  значения скоростей:

• для всасывающей

V_ж.вс=1,2 м/с;

• для сливной

V_ж.сл=2 м/с;

• для напорной

V_ж.сл=6,2 м/с.

Рассчитываем внутренний диаметр  гидролиний:

• для всасывающей

 м;

• для сливной

 м;

• для напорной

 м.

По  расчётному значению внутреннего диаметра гидролинии производим выбор трубопровода по ГОСТу 8734-75, при этом действительное значение диаметра трубопровода должно быть больше расчётного.

Примем: d_в=38 мм, d_сл=30 мм, d_н=17 мм.

Значение толщины стенки трубопровода принимаем конструктивно равным 2 мм.

Далее производим определение действительных скоростей движения жидкости во всасывающей, напорной и сливной гидролиниях по формуле /13/:

                                                    ,     (3.59)

где V_жд – действительное значение скорости движения жидкости, м/с;

d – действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

Q_нд – действительный расход жидкости, дм³/с.

Рассчитываем  действительные скорости движения жидкости по каждому трубопроводу:

• для всасывающей

 м/с;

• для сливной

 м/с;

• для напорной

 м/с.

3.6.4 Выбор гидроаппаратуры и кондиционеров рабочей жидкости

Гидроаппаратуру выбираем по условному  проходу и номинальному давлению. Дополнительным параметром для гидроаппаратуры  является номинальный расход жидкости.

Под условным проходом d_у по ГОСТу 16516-80 понимается округлённый до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга, площадь которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.

Согласно  рекомендациям /13/ примем следующие d_у для трубопроводов:

• для всасывающей d_у.в=40 мм;
• для сливной d_у.в=32 мм;
• для напорной d_у.в=16 мм.

По рекомендациям /14/ выбираем предохранительный клапан ГГ4.16-10.000, со следующими основными параметрами:

Условный  проход, мм:

клапана         16

гидрораспределителя       16

Максимальный  расход пропускаемой жидкости, л/мин  200

Диапазон регулирования  давления, МПа              5-31,5

Выбираем  линейный фильтр 1.1.32-40/0,63 по /11/:

Номинальная пропускная способность, л/мин    63

Тонкость фильтрации, мкм       25

Номинальное давление, МПа       1,6

Выбираем рабочую жидкость ВМГЗ по /11/:

Плотность при 20⁰С г/см³       0,855

Вязкость при 50⁰С, сСт        10

Температура застывания, ⁰С       -60

Температура вспышки, ⁰С       135

ГОСТ, ТУ        ТУ 38 101479-74

Рабочая температура, ⁰С         до +90

Рабочий диапазон температур, ⁰С     -50…+60.

Выбираем моноблочный гидрораспределитель  типа ГР 316 по /11/:

Давление, МПа:

номинальное        32

максимальное        40

Расход рабочей жидкости, дм³/мин:

номинальный        90

максимальный        125

Выбираем гидрораспределитель  типа РС по /11/:

Давление, МПа:

номинальное        16

максимальное        25

кратковременно        32

Расход рабочей жидкости, дм³/мин:

номинальный        100

максимальный        125

Выбираем дроссель с обратным клапаном типа 62600 по /14/:

Условный проход , мм       16

Номинальный расход рабочей жидкости, л/мин   63

Давление, МПа:

номинальное        32

максимальное        35

Масса, кг          1,1

3.6.5 Расчёт потерь давления в гидролиниях

 

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях необходимо для более точного расчёта  гидродвигателя, а также для определения  гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления определяем отдельно для каждой гидролинии при определённой температуре рабочей жидкости. В соответствии с известным из гидравлики принципом наложения потерь потери давления в гидролинии определяем по формуле /13/:

                                                          ,    (3.60)

где  - потери давления в гидролинии, МПа;

- сумма путевых потерь, МПа;

- сумма потерь в местных  сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии определяем по формуле /13/:

                                                    ,    (3.61)

где  - потери по длине (путевые), МПа;

- коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси):

l – длина гидролинии, м;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

V_жд – скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

- плотность рабочей жидкости, кг/м³.

При подстановку в формулу длины  гидролинии l следует учитывать, что для всасывающей гидролинии l=l_вс, для напорной гидролинии l=l_н+l_исп, а для сливной гидролинии l=l_сл+l_исп.

Коэффициент путевых потерь зависит  от режима движения жидкости, для этого  определяем число Рейнольдса по формуле /13/:

                                                           ,     (3.62)

где R_е – число Рейнольдса;

- кинематический коэффициент  вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Рассчитываем значение числа Рейнольдса для каждой из линии:

• для всасывающей гидролинии

;

• для сливной гидролинии

;

• для напорной гидролинии

.

Режим движения жидкости во всех гидролиниях  турбулентный, так как значение числа  Рейнольдса для всех больше 2320.

Коэффициент путевых потерь для  турбулентного движения определяем по формуле /13/:

                                                     .      (3.63)

Рассчитаем коэффициент путевых  потерь для каждой гидролинии:

• для всасывающей гидролинии

;

• для сливной гидролинии

;

• для напорной гидролинии

.

Рассчитываем потери давления по длине, для каждой гидролинии

• для всасывающей гидролинии

МПа;

• для сливной гидролинии

МПа;

• для напорной гидролинии

МПа.

Путевые потери во всей гидросистеме:

 МПа.

Потери в местных сопротивлениях будут составлять 25% от путевых:

 МПа.

Рассчитаем потери давления в местных  сопротивлениях для напорной и сливной гидролиний:

• для сливной гидролинии

 МПа,

• для напорной гидролинии

 МПа.

Рассчитываем потери давления в  гидролиниях:

• для всасывающей гидролинии

 МПа;

• для сливной гидролинии

 МПа;

• для напорной гидролинии

 МПа.

Рассчитываем потери давления в  гидросистеме:

 МПа.

3.6.6 Расчёт гидроцилиндров

Диаметр поршня гидроцилиндра  с поршневой рабочей полостью определяется из уравнения равновесия сил, действующих на шток, по формуле /13/:

                                         ,   (3.64)

где D₁ – диаметр поршня, м;

F – усилие на штоке, Н;

р_ном – номинальное давление гидросистемы, Па;

- потери давления в напорной  гидролинии, Па;

- коэффициент,  =0,5 /13/;

- потер давления в сливной  гидролинии, Па.