Расчет объёмного гидропривода автогрейдера тяжелого типа

1. Исходные данные для расчета объёмного гидропривода Таблица 1

Исходные данные гидропривода возвратно-поступательного действия. Автогрейдер тяжелого типа

2. Описание принципиальной гидравлической схемы На рисунке 1 изображена принципиальная гидравлическая схема привода рамы автогрейдера тяжелого типа.

Рисунок 1. Принципиальная гидравлическая схема привода рамы автогрейдера тяжелого типа В схему входят: 1 — гидробак, 2 — насос нерегулируемый с нереверсивным потоком, 3 — термометр, 4 — клапан переливной, 5,6 — манометр, 7 — фильтр, 8 — клапан обратный, 9 — клапан предохранительный, 10 — гидрораспределитель трехпозиционный с ручным управлением, 11 — гидроцилиндр двустороннего действия с односторонним штоком Принцип действия гидропривода Из гидробака 1 рабочая жидкость подается насосом 2 в напорную секцию распределителя 10. Трехпозиционный золотник направляет поток жидкости в гидроцилиндр 11 привода выноса тяговой рамы автогрейдера.

При нейтральном положении золотника рабочая жидкость из напорной секции через проточный канал всех золотниковых секций поступает в сливную секцию и далее обратно в гидробак 1 через фильтр 7 со встроенным переливным клапаном 4. В напорную секцию гидрораспределителя 10 встроен предохранительный и обратный клапан.

Температура рабочей жидкости измеряется датчиком температуры 3, а давления в сливной и напорной магистралях — манометрами 5 и 6. Очистка рабочей жидкости от механических примесей производится фильтром 7 с переливным клапаном 4.

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса Полезную мощность гидродвигателя возвратнопоступательного действия (гидроцилиндра) определяют по формуле

; (1)

кВт; (2)

где мощность гидродвигателя, кВт;F — усилие на штоке, кН; V — скорость движения штока, м/с.

Полезную мощность насоса определяют по формуле:

(3)

(4)

Где мощность насоса, кВт;

коэффициент запаса по усилию,

коэффициент запаса по скорости

= 1,1…1,3;

3.2 Выбор насоса Находим подачу насоса и рабочий объем по формулам.

(5)

(6)

Где мощность насоса, кВт; подача насоса, дм³/с, номинальное давление, МПа; рабочий объем насоса, дм³/об; частота вращения вала насоса, с^-1.

(7)

(8)

Номинальные частоты вращения, установленные ГОСТ 12 446–80, следующие: 750; 690; 1200; 1500; 1920; 2400 об/мин. Принимаем 1500 об/мин.

Выбираем насос шестеренчатый НШ50−4

Таблица 2

Техническая характеристика НШ50−4

По технической характеристике выбранного насоса производят уточнение действительной подачи насоса:

(9)

Где действительная подача насоса, дм³/с; действительный рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об); действительная частота вращения вала насоса, с^-1объемный КПД насоса.

(10)

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости Расчетные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и сливной гидролиний определяют из уравнения неразрывности потока жидкости с учетом размерностей по формуле.

(11)

Где расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; действительный расход жидкости (подача насоса), дм³/с; скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Расчетные значения внутренних диаметров для всасывающей гидролинии

(12)

Расчетные значения внутренних диаметров для сливной гидролинии

(13)

Расчетные значения внутренних диаметров для напорной гидролинии

(14)

Рекомендуемые значения скорости движения рабочей жидкости для всасывающей, напорной и сливной гидролинии приведены в в работе [1]

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_pпроизводим выбор трубопровода по ГОСТ 8734–75, при этом действительное значение диаметра трубопровода должно быть больше расчетного.

Действительные значения внутренних диаметров для всасывающей гидролинии Действительные значения внутренних диаметров для сливной гидролинии

Действительные значения внутренних диаметров для напорной гидролинии

Определяем действительные скорости движения жидкости во всасывающей, напорной и сливной гидролинии.

(15)

Для всасывающей гидролинии:

(16)

Для сливной гидролинии:

(17)

Для напорной гидролинии:

(18)

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости Таблица 2

Техническая характеристика пятисекционного гидрораспределителя типа РС25.20

Таблица 3

Основные параметры обратного клапана типа 61 300

Таблица 4

Характеристика предохранительного клапана прямого действия типа К 520

Таблица 5

Техническая характеристика линейного фильтра

Для гидроприводов строительных и дорожных машин рекомендуется к применению рабочая жидкость ВМГЗ Масло ВМГЗ — основной зимний сорт для гидросистем строительных и дорожных машин, допускает работу при температуре окружающей среды от -40 до +50⁰С, рабочая температура до 90⁰С. В связи с интенсивным использованием строительных и дорожных машин масло, как правило, заменяют каждый сезон (летом заправляют маслом МГ-30).

Таблица 6

Характеристика масел для мобильных машин

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях необходимо для более точного расчета гидродвигателя, а также для определения гидравлического КПД гидропривода. Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии.

3.5.1 Расчет потерь давления для всасывающей гидролинии Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

; (19)

где V_жд — действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; d — внутренний диаметр гидролинии, м; н — кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

; (20)

В зависимости от режима движения жидкости определяют коэффициент путевых потерь:

а) для ламинарного режима (Re<2320),

б) для турбулентного режима (Re>2320),

Определяем коэффициент путевых потерь.

= 0.04; (21)

Определяем потери давления по длине гидролинии (путевые)

(22)

Где — потери давления по длине гидролинии, МПа; коэффициент путевых потерь; длина гидролинии, м; внутренний диаметр гидролинии, м; действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; p — плотность рабочей жидкости, кгс/м³.

МПа.(23)

Потери давления в местном сопротивлении, во всасывающей гидролинии, принимаем равные 0.

Определяем потери давления:

(24)

Где потери давления в гидролинии, МПа; потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

МПа.(25)

3.5.2 Расчет потерь давления для напорной гидролинии Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

; (26)

где V_жд — действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; d — внутренний диаметр гидролинии, м; н — кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

; (27)

В зависимости от режима движения жидкости определяют коэффициент путевых потерь:

а) для ламинарного режима (Re<2320),

б) для турбулентного режима (Re>2320),

Определяем коэффициент путевых потерь.

= 0.035; (28)

Определяем потери давления по длине гидролинии (путевые)

(29)

Где — потери давления по длине гидролинии, МПа; коэффициент путевых потерь; длина гидролинии, м; внутренний диаметр гидролинии, м; действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; p — плотность рабочей жидкости, кгс/м³.

МПа; (30)

Потери давления в местном сопротивлении

(31)

Где потери давления в местном сопротивлении, МПа;

коэффициент местного сопротивления (определяется исходя из варианта — переходники, штуцеры, разъемные муфты, плавные колена, дросселя);

действительная скорость движения жидкости, м/с;

плотность рабочей жидкости, кг/м³.

МПа; (32)

Определяем потери давления:

(32)

Где потери давления в гидролинии, МПа;

потери давления по длинне гидролинии (путевые), МПа;

потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

МПа. (33)

гидропривод автогрейдер насос кондиционер

3.5.3 Расчет потерь давления для сливной гидролинии Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

(34)

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

d — внутренний диаметр гидролинии, м;

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

(35)

В зависимости от режима движения жидкости определяют коэффициент путевых потерь:

а) для ламинарного режима (Re<2320),

б) для турбулентного режима (Re>2320),

Определяем коэффициент путевых потерь.

= 0.038(36)

Определяем потери давления по длине гидролинии (путевые)

(37)

Где — потери давления по длине гидролинии, МПа;

коэффициент путевых потерь;

длина гидролинии, м;

внутренний диаметр гидролинии, м;

действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

p — плотность рабочей жидкости, кгс/м³.

МПа.(38)

Потери давления в местном сопротивлении

(39)

Где потери давления в местном сопротивлении, МПа;

коэффициент местного сопротивления (определяется исходя из варианта — переходники, штуцеры, разъемные муфты, плавные колена, дросселя).

действительная скорость движения жидкости, м/с; плотность рабочей жидкости, кг/м³.

МПа (40)

Определяем потери давления:

(41)

Где потери давления в гидролинии, МПа;

потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

МПа.(42)

3.6 Расчет гидроцилиндров Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилие на штоке F, скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока dи ход штока L.

Диаметр поршня гидроцилиндра с штоковой рабочей полостью определяют из формулы:

; (43)

Где F-усилие на штоке, Н;

— давление в штоковой полости, Па;

номинальное давление,

потери давления в напорной гидролинии;

D — диаметр поршня, м;

D — диаметр штока, м; ;

— потери давления в сливной гидролинии.

Решив уравнение относительно диаметра поршня при выбранном значении получим:

;(44)

(45)

0,1 м; (46)

Кроме определения диаметров поршня и штоков из условия обеспечения заданного усилия F, необходимо произвести еще расчет гидроцилиндра по обеспечению заданной скорости движения штока V.

Для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью:

(47)

Где D — диаметр поршня, м;

расход жидкости, м³;

V — скорость движения штока, м/с;

коэффициент

(48)

По известным значениям диаметров поршня, полученным по уравнениям (48) и (45) находим его среднее значение:

; и среднее значение диаметра штока цилиндра.

(49)

(50)

(51)

(52)

Основные параметры гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и штока, регламентируются ГОСТ 6540–68 «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» принимаем:

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня Dи штока dопределяют действительное усилие F_d, развиваемое гидроцилиндром.

(53)

(54)

Действительную скорость движения штока определяем из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле.

(55)

Где действительная скорость штока, м/с;

расход жидкости, м³/с;

S_эф — эффективная площадь поршня, м²;

— для штоковой рабочей полости.

(56)

м/с; (57)

Производим сравнение действительных и заданных параметров по относительным величинам.

(58)

(59)

Отклонение действительных значений выходных параметров гидроцилиндра превышает 10%. Определяем рабочее давление в штоковой полости гидроцилиндра и находим рекомендуемый расход жидкости для обеспечения заданной скорости движения штока цилиндров.

(60)

м³/с = 0,95 дм³/с, (61)

3.7 Тепловой расчет гидропривода Определяем гидравлический КПД з_г гидропривода по формуле:

(62)

Где Р_ном — номинальное давление гидропривода, МПа;

потери давления в напорной, сливной и всасывающей гидролиниях, МПа.

(63)

Определяем гидромеханический КПД з_гмн насоса по формуле:

(64)

где ?_н — полный КПД насоса; ?_обн — объемный КПД насоса.

(65)

Определяем гидромеханический КПД з_гм привода по формуле:

?_гм = ?_гмн· ?_гмгц· ?_г, (66)

где ?_гмгц — гидромеханический КПД гидроцилиндра.

?_гм = 0,91· 0,95·0,98 = 0,85(67)

Определяем количество выделяемого тепла Q_выд, Вт, по формуле:

(69)

где ?_гм — гидромеханический КПД гидропривода;

k_в — коэффициент продолжительности работы гидропривода (k_в = 0,8);

k_д — коэффициент использования номинального давления (k_д = 0,9).

(70)

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

(71)

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:

(72)

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

(73)

где d_i — внутренний диаметр i-го трубопровода, м; д_i — толщина стенки i-го трубопровода, м; l_i — длина i-го трубопровода, м.

(74)

(75)

(76)

(77)

(78)

Согласно уравнению теплового баланса Q_выд= Q_отв, тогда:

(79)

Объем гидробакаV, дм³, определяется по формуле:

(80)

(81)

Минутная подача насоса Q_нд = 57 дм³/мин.

Так как объем гидробака V<3Q_нд (154,93<171), то установки теплообменника не требуется.

Заключение

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы подъема (опускания) отвала автогрейдера тяжелого типа. Был выбран насос шестеренчатый НШ50−4, поршневой гидроцилиндр двустороннего действия У4564.200А, гидробак, гидроаппаратура: (3-х секционный гидрораспределитель Р-32.160; обратный клапан типа 61 300; предохранительный клапан К520, линейный фильтр с переливным клапаном 1.2.32−25). Масло ВМГЗ.

1. Расчет объемного гидропривода мобильных машин. Методические указания. Сост. Н. С. Галдин.- Омск СибАДИ, 2008.-28с.

2. Задания на курсовую работу по гидроприводу. Сост. Н. С. Галдин.- Омск СибАДИ, 2008.-56с.

3. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин. Справочные материалы: Сост. Н. С. Галдин. Учебное пособие. — 2-е изд., стер. — Омск: Изд-во СибАДИ, 2008. -128 с.

4. Основы гидравлики и гидропривода: Учебное пособие. Сост. Н. С. Галдин.-Омск СибАДИ, 2006.-145с.

5. Атлас гидравлических схем мобильных машин и оборудования: учебное пособие./ Сост. Галдин Н. С. — Изд. 2-е стер. Омск: СибАДИ, 2010. — 91 с.