Расчет объемного гидропривода бульдозера

Министерство образования Российской Федерации Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра «Подъемно-транспортные, тяговые машины и гидропривод»

Курсовая работа

Расчет объемного гидропривода бульдозера

Вариант № 1.1

Выполнил: студент

гр. АП-03Т1 Вдовин

Проверил: Мурсеев И. М.

Омск-2007

1. Исходные данные для расчета гидропривода возвратно-поступательного движения

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

3.2 Выбор насоса

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

3.6 Расчет гидроцилиндров

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Заключение

Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением.

Современный уровень развития строительного и дорожного машиностроения характеризуется широким применением объемного гидравлического привода. Широкое применение гидравлического привода объясняется целым рядом его преимуществ по сравнению с другими типами привода:

1. Высокая компактность при небольших массе и габаритных размерах гидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами механических приводных устройств той же мощности, что объясняется отсутствием или применением в меньшем количестве таких элементов, как валы, шестеренные и цепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.

2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное число может достигать 2000.

3. Небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамические свойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего цикла и повысить производительность машины, так как включение и реверсирование рабочих органов осуществляются за доли секунды.

4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее повысить коэффициент использования приводного двигателя, упростить автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.

5. Удобство и простота управления, которые обусловливают небольшую затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только отдельных операций, но и всего технологического процесса, выполняемого машиной.

6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее наиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно устанавливают у приводного двигателя, гидродвигатели — непосредственно у исполнительных механизмов, элементы управления — у пульта машиниста, исполнительные гидроаппараты — в наиболее удобном по условиям компоновки месте.

7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя, системы привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке предохранительных и переливных гидроклапанов.

8. Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений в системах насос — гидромотор и насос — гидроцилиндр.

9. Применение унифицированных сборочных единиц (насосов, гидромоторов, гидроцилиндров, гидроклапанов, гидрораспределителей, фильтров, соединений трубопроводов и др.), позволяющее снизить себестоимость привода, облегчить его эксплуатацию и ремонт, а также упростить и сократить процесс конструирования машин.

Большинство СДМ — бульдозеры и рыхлители, фронтальные погрузчики и лесопогрузчики, скреперы, автогрейдеры и грейдер-элеваторы, одноковшовые универсальные и многоковшовые траншейные экскаваторы, самоходные краны, дорожные катки, бетоноукладчики, асфальтоукладчики — имеют гидравлический привод рабочих органов.

1. Исходные данные для расчета гидропривода возвратно-поступательного движения

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

На рисунке 1 изображена принципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера.

Рисунок 1 Принципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера

В схему входят: Б — гидробак, Ттермометр, Н — насос, Ф — фильтр, КП1 и КП2 — гидроклапаны предохранительные, КО1 и КО2 — гидроклапан обратный, МН1 и МН2 — манометры, Ц1 и Ц2 — гидроцилиндр, Р — гидрораспределитель, ДР — гидродроссель .

Принцип действия гидропривода заключается в следующем.

Из гидробака Б рабочая жидкость подается насосом Н в напорную секцию распределителя Р. Четырехпозиционный золотник направляет поток жидкости в гидроцилиндры Ц1 и Ц2 подъема и опускания отвала бульдозера.

В штоковой гидролинии гидроцилиндров подъема и опускания отвала бульдозера установлен дроссель ДР с обратным клапаном КО1, который обеспечивает сплошность потока жидкости и замедление скорости опускания отвала.

При перемещении золотника распределителя вниз по схеме начинают заполняться штоковые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

При перемещении золотника распределителя вверх по схеме начинают заполняться поршневые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

Таким образом осуществляется подъем и опускание отвала бульдозера.

Температура рабочей жидкости измеряется датчиком температуры Т, а давления в сливной и напорной магистралях — манометрами МН1 и МН2. Очистка рабочей жидкости от механических примесей производится фильтром Ф с переливным клапаном КП2.

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) N_гдв, кВт, определяют по формуле:

N_гдв=F · V, (1)

где F — усилие на штоке, кН;

V — скорость движения штока, м/с.

N_гдв =100· 0,3=30 кВт

Полезную мощность насоса N_нп, кВт, определяют по формуле:

N_нп= k_зу · k_зс · N_гдв, (2)

где k_зу — коэффициент запаса по усилию, учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных сопротивлениях (1,1…1,2);

k_зс — коэффициент запаса по скорости, учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме (1,1…1,3).

N_нп=1,1· 1,1·30=36,3 кВт

3.2 Выбор насоса

Подача насоса Q_н, дм³/с, определяют по формуле:

Q_н = N_нп/ р_ном, (3)

где р_ном — номинальное давление, МПа.

Q_н = 36,3/6,3=5,76 дм³/с

Рабочий объем насоса q_н, дм³/об, определяют по формуле:

q_н = N_нп/(р_ном· n_н), (4)

где n_н — частота вращения вала насоса, с^-1 (n_н = 1500 об/мин = 25 с^-1).

q_н =36,3/(6,3· 25)=0,23 дм³/об

Выбираем насос НШ-250−3 по подходящим параметрам р_ном и q_н .

По технической характеристике выбранного насоса (Таблица 1) производим уточнение действительной подачи насоса Q_нд, дм³/с, по формуле:

Q_нд = q_нд · n_нд · ?_об, (5)

где q_нд — действительный рабочий объем насоса, дм³/об;

n_нд — действительная частота вращения насоса, с^-1;

?_об — объемный КПД насоса.

Q_нд = 0,25· 25·0,94 = 5,88 дм³/c

Таблица 1

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Зададимся скоростями движения жидкости /4/.

Для всасывающей гидролинии примем V_вс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролинии примем V_сл = 2 м/с.

Для напорной гидролинии примем V_нап = 6,2 м/с.

Расчетное значение диаметра гидролинии d_p, м, определяется по формуле:

(6)

Для всасывающей гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p вс} = 79 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734–75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода d_вс= 80 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p сл} = 61 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734–75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода d_сл=64 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для напорной гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p нап} = 35 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734–75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода d_нап=40 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Действительная скорость движения жидкости V_жд, м/с, определяется по формуле:

(7)

Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:

Для напорной гидролинии:

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя Р-40.160−20−02−30.1, /6/:

Таблица 2

Основные параметры обратного клапана типа 61 500, /6/:

Таблица 3

Основные параметры предохранительного клапана прямого действия типа К31 602, /6/:

Таблица 4

Основные параметры дросселей с обратными клапанами типа 63 100, /6/:

Таблица 5

Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64−25, /6/:

Таблица 6

В качестве рабочей жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101 479−74), /5/:

Таблица 7

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

(8)

где V_жд — действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d — внутренний диаметр гидролинии, м;

н — кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Так как полученное число Рейнольдса Re = 9360>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь л (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:

(10)

Потери давления по длине гидролинии? p_l, МПа, (путевые) определяются по формуле:

(11)

где l — длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс, для напорной l=l_нап+l_исп, для сливной l=l_сл+l_исп);

с — плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Потери давления в местном сопротивлении? p_м, МПа, определяются по формуле:

(12)

где о — коэффициент местного сопротивления (для разъемной муфты о=1).

Потери давления в гидролинии? p, МПа, определяются по формуле:

?p=?p_l + ?p_м, (13)

?p_вс =0,23+0,0012=0,1 223 МПа

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 18 720>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии? p_l, МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении? p_м, МПа, по формуле (12), для угольника сверленного коэффициент местного сопротивления о=2:

Определяем потери давления в напорной гидролинии? p, МПа, по формуле (13):

?p_нап=0,15+0,037=0,187 МПа

Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 11 712>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии? p_l, МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении? p_м, МПа, по формуле (12), для штуцера присоединительного коэффициент местного сопротивления о=0,1:

Определяем потери давления в сливной гидролинии? p, МПа, по формуле (13):

?p_сл=0,0034+0,57=0,397 МПа

3.6 Расчет гидроцилиндров

Для расчета гидроцилиндра воспользуемся расчетной схемой

Примем коэффициент

Определяем диаметр поршня D₁, м, из условия обеспечения заданного усилия F по формуле:

(14)

где F — усилие на штоке, Н.

Определяем диаметр штока d₁, м, по формуле:

(15)

Определяем диаметр поршня D₂, м, из условия обеспечения заданной скорости движения штока V по формуле:

(16)

где V — скорость движения штока, м/с.

Определяем диаметр штока d₂, м, по формуле:

(17)

Находим среднее значение диаметра поршня D, м, по формуле:

(18)

Находим среднее значение диаметра штока d, м, по формуле:

(19)

Примем гидроцилиндр 1.10.0.У1−160Ч70Ч400 со следующими характеристиками:

Таблица 8

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие F_д, Н, развиваемое гидроцилиндром, по формуле:

(20)

где р₂ — давление в штоковой полости, Па (р₂ =? р_сл);

р₁ — давление в поршневой полости, Па, определяется по формуле:

р₁= р_ном — ?р_нап, (21)

р₁= 6,3· 10⁶ — 0,187· 10⁶ = 6,113· 10⁶ Па,

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительную скорость V_д, м/с, по формуле:

(22)

где S_эф — эффективная площадь поршня, м², определяется по формуле:

(23)

Сравниваем действительные и заданные параметры по относительным величинам:

(24)

где V — заданная скорость штока, м/с.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10%.

(25)

Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10%.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Определяем гидравлический КПД з_г гидропривода по формуле:

(26)

Определяем гидромеханический КПД з_гмн насоса по формуле:

(27)

где ?_н — полный КПД насоса;

?_обн — объемный КПД насоса.

Определяем гидромеханический КПД з_гм привода по формуле:

?_гм = ?_гмн· ?_гмгц· ?_г, (28)

где ?_гмгц — гидромеханический КПД гидроцилиндра.

?_гм = 0,9· 0,95·0,97 = 0,83

Определяем количество выделяемого тепла Q_выд, Вт, по формуле:

(29)

где ?_гм — гидромеханический КПД гидропривода;

k_в — коэффициент продолжительности работы гидропривода (k_в = 0,5);

k_д — коэффициент использования номинального давления (k_д = 0,7).

Определяем количество тепла Q_отв, Вт, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре жидкости, по формуле:

(30)

где k_тп — коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м²град (k_тп = 12 Вт/м²град);

t_ж — установившаяся температура рабочей жидкости, °С;

t₀ — температура окружающего воздуха, °С;

S_б — площадь поверхности гидробака, м²;

— суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м², которая определяется по формуле:

(31)

где S_нап, S_вс, S_сл — площади наружной поверхности трубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м², которые находятся по формуле:

(32)

где d_i — внутренний диаметр i-го трубопровода, м;

д_i — толщина стенки i-го трубопровода, м;

l_i — длина i-го трубопровода, м.

Согласно уравнению теплового баланса Q_выд= Q_отв, тогда:

Объем гидробака V, дм³, определяется по формуле:

(33)

Минутная подача насоса Q_нд = 352,8 дм³/мин.

Так как объем гидробака V<3Q_нд (368<1058,4), то установки теплообменника не требуется.

Заключение

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы подъема (опускания) отвала бульдозера. Была выбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10% (20%). Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10% (-22,8%).

1. Расчет объемного гидропривода мобильных машин. Методические указания. /Сост. Н. С. Галдин.-Омск СибАДИ, 2003.-28с.

2. Задания на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т. В. Алексеева. Н. С. Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

3. Приложения к заданиям на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т. В. Алексеева. Н. С. Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

4. Основы машиностроительной гидравлики. /Т.В.Алексеева, Н. С. Галдин, В. С. Щербаков.- Омск: ОмПИ, 1986.-87с.

5. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.1. Насосы и гидродвигатели: Методические указания /Сост.: Т. В. Алексеева, В. С. Башкиров, Н. С. Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983. -30с.

6. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.2. Гидроаппаратура: Методические указания /Сост.: Т. В. Алексеева, В. С. Башкиров, Н. С. Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983.-26с.