Устройство и расчет гидропривода погрузчика

 

Оглавление:

Введение

Задание

 

1.Раздел. Выбор насоса  и его характеристика.

1.1. Потребная мощность привода.

1.2. Гидравлическая схема бульдозера с рыхлителем.

1.2. Полезная мощность.

1.4. Частота вращения вала насоса nN .

1.5. Подача насоса Qн.

 

2.Раздел. Характеристика  гидролиний

2.1. ДИАМЕТРЫ ТРУБОПРОВОДОВ  И СКОРОСТЬ ЖИДКОСТИ В НИХ.

 

3.Раздел. Коэффициент полезного  действия

                 и тепловой расчет гидропривода

 

4.Раздел. Расчет гидроцилиндров  бульдозера

5.Раздел. Прочностные расчеты.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.

Применение гидроприводов в станкостроении позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации.

Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости (при условии хорошей плавности движения), возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий. С помощью гидроцилиндров удается получить прямолинейное движение без кинематических преобразований, а также обеспечить определенное соотношение скоростей прямого и обратного ходов.

К основным преимуществам гидропривода следует отнести также достаточно высокое значение КПД, повышенную жесткость и долговечность.

Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Это потери на трение и утечки, снижающие КПД гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости.

Наиболее эффективно применение гидропривода в станках с возвратно-поступательным движением рабочего органа, в высокоавтоматизированных многоцелевых станках, агрегатных станках и автоматических линиях, гибких производственных системах. Гидроприводы используются в механизмах подач, смены инструмента, зажима, копировальных суппортах, устройствах для транспортирования, уравновешивания, разгрузки, фиксации, устранения зазоров, переключения зубчатых колес, привода смазочных насосов, блокировок, уборки стружки, перемещения ограждений, поворота столов и револьверных головок, перемещения пинолей и т.п. Гидроприводами оснащаются более трети выпускаемых в мире промышленных роботов.

При правильных конструировании, изготовлении и эксплуатации гидроприводов их недостатки могут быть сведены к минимуму. Для этого нужно хорошо знать унифицированные узлы станочного гидропривода, централизованно изготовляемые специализированными заводами, а также типовые узлы специального назначения.

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ

Исходные данные:

 

Параметр	Обозначение	Единица измерения	Данные
Базовая машина	-	-	ТО-18Б4
Модель и номинальная мощность дизеля	Ne	кВт	СМД-31 99,26
Номинальная частота вращения коленчатого вала	nN	мин-1	1860
Передаточное число привода насоса	in	-	0.96
Рабочее давление жидкости в гидросистеме	Pн	МПа	18
Тип навески рабочего оборудования	-	-	ковш стрела
Число основных цилиндров	-	шт.	1+2
Нагрузка на штоки основных цилиндров (сила полезного сопротивления)	R1,2 R4	кН	85х1 55х2
Нагрузка на шток цилиндра перекоса отвала (Ц3)	R3	кН	-
Скорость выдвижения штоков цилиндров, не менее	vшт	м/с	0,15
Длина гидролиний: - всасывающей - нагнетательной - сливной	Lв Lн Lс	м	0,5 7,5 6,6
Суммарный коэффициент местных сопротивлений гидролиний - всасывающей - нагнетательной - сливной	Σζв Σζн Σζс	-	1,2 7,2 2,7
Высота всасывания рабочей жидкости из бака	hвс	м	-0,7
Высота нагнетания рабочей жидкости	zн	м	1,8
Максимальная температура окружающей среды	tmax	oC	40

 

 

 

 

 

1.Раздел.          ВЫБОР НАСОСА И ЕГО ХАРАКТЕРИСТИКА

 

Потребная мощность привода насоса вращательного движения для обеспечения одновременной работы двух гидроцилиндров отвала бульдозера:

 

Nн=ΣRп.с.vшт/ηгм.н ηгм.ц = [(85·1+55·2)·0,15]/(0,9·0,963) = 36,74 кВт.             (1)

 

Значение гидромеханического КПД шестеренного насоса принимаем максимальным из характеристики, приведенной в табл. 17, по выражению:

 

ηгм.н = ηo max / ηоб.н max = 0,84/0,93 = 0,9.                                                         (2)

 

Гидромеханический КПД цилиндров выбирается по табл. 18 в зависимости от максимального давления в системе. Для заданного давления в гидросистеме

Pн = 18 МПа принимается значение коэффициента ηгм.ц = 0,96, при одновременно работающих двух цилиндрах подъема отвала бульдозера ηгм.ц = 0,963 = 0,8847.

Характеристика насоса – зависимость развиваемого давления (или напора в метрах) от подачи: Pн = f1(Qн), hн = f2(Qн).

 

Таблица 17

Краткая техническая характеристика шестеренных насосов

Показатели	НШ-10	НШ-32	НШ-46	НШ-50	НШ-67	НШ-100
Рабочий объем, см3	10	31,7	46,5	50	67	98,8
Максимальное давление, МПа	11	11	11	15	13,5	13,5
Максимальное КПД при температуре 50оС
Объемный	0,92	0,92	0,92	0,93	0,94	0,94
Механический	0,90	0,905	0,91	0,91	0,91	0,91
Общий	0,82	0,83	0,84	0,84	0,85	0,85

 
Таблица 18

Рекомендуемые значения гидромеханического КПД цилиндров ηгм.ц

Pmax, МПа	10	14	16	20	25	32
ηгм.ц	0,93	0,94	0,95	0,96	0,97	0,98

 

Полезная мощность насоса Nп от приводной Nн отличается на величину потерь, характеризуемых общим КПД насоса ηo = ηг ηм ηoб.н. Для используемых в базовых тракторах шестеренных насосов его можно предварительно принять равным 0,84 (табл.17). Тогда полезная мощность насоса при заданной нагрузке цилиндров составит:

 

Nп = Nнηo= 36,74·0,84 = 30,86 кВт.                                                      (3)

 

 

Частота вращения вала насоса nн при известном передаточном числе его привода (in = 0,96) и номинальной частоте вращения коленчатого вала его дизельного двигателя составит:

 

nн =  nN / in = 1860/0,96 = 1937,5 мин-1.                                                    (4)

 

Подача насоса Qн, соответствующая заданному рабочему давлению жидкости в гидросистеме Pн = 18 Мпа:

 

Q’н = Nп / Pн = 30,86·103/18·106 = 0,00171 м3/с · 60 000 = 102,6 л/мин.  (5)

 

Из формулы Qн = Vonнηоб.н находим потребный рабочий объем насоса:

 

Vo = Q’н / nнηоб.н = 102,6/(1937,5·0,93) = 0,0569 л = 56,9 см3.                     (6)

 

По данным табл. 17 предварительно принимаем объемный КПД насоса ηоб.н с максимальным значением 0,93 и выбираем насос НШ-50 с рабочим объемом

Vo = 50 см3. В этом случае действительная подача насоса составит:

 

Qн = Vonнηоб.н = 50·1937,5·0,93 = 90,1 л/мин = 0,001502 м3/с.             (7)

 

Действительное давление, развиваемое выбранным насосом НШ-50, при номинальной частоте вращения приводного вала:

 

Pном = Nп / Qн =30,86/0,001502 = 20545,9 кПа = 20,546 МПа.            (8)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.Раздел.                   ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОЛИНИЙ

 

2.1. ДИАМЕТРЫ  ТРУБОПРОВОДОВ И СКОРОСТЬ ЖИДКОСТИ  В НИХ

 

Предварительно принимаем следующие скорости рабочей жидкости: для всасывающего трубопровода vв = 1 м/с; для нагнетательного vн = 3 м/с; для сливного vс = 1,5 м/с.

Диаметры d условного прохода трубопроводов находим из выражения расхода жидкости:

Qн = vi·π·d2/4 = 0,785·vi·d2, где 0,785 = π/4.           (9)

Отсюда:                                                                                        

 

Для всасывающего трубопровода (питание двух силовых гидроцилиндров):

  

 

Для напорного трубопровода (от насоса до разделения расхода на Qн1 и Qн2):

      

 

 

 

Для общего сливного трубопровода при втягивании штока (на участке от места соединения сливных расходов двух гидроцилиндров до гидробака):

                                                                           

 

 

Для расчета принимаем общий сливной расход при втягивании штоков гидроцилиндров (когда объем вытесняемой жидкости максимален) Qсл ~ Qн.

Участки разветвления и соединения напорных и сливных трубопроводов учитываем суммарным коэффициентом местных сопротивлений Σζi  (дано).

Расчетные значения диаметров корректируем с учетом основного ряда согласно ГОСТ 16216-80, мм: 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 56, 80, 100, 125…

Окончательно принимаем следующие диаметры трубопроводов:

dв = 50 мм;                            dн = 25 мм;                         dс = 40 мм

Действительные скорости потока жидкости (м/с) по принятым диаметрам находим по формуле:

 

vi = 4·Qн /π·di2 или vi = 1,274·Qн /di2, где 1,274=4/π.       (11)

 

Значения скоростей жидкости соответственно составят:

 

vв = 1,274·0,001502/0,052 = 0,77 м/с

vн = 1,274·0,001502/0,0252 = 3,06 м/с

vс = 1,274·0,001502/0,042 = 1,20 м/с

 

3.Раздел. КОЭФФИЦИЕНТ  ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ И ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА

 

По технической характеристике бульдозера нормальной температурой рабочей жидкости при эксплуатации летом является 60оС, допустимой температурой – [tmax] = 70 oC.

Заданная летняя рабочая жидкость М-10Г2: плотность ρ20 = 905 кг/м3, кинематическая вязкость ν100 = 11±0,5 сСт = (11±0,5)·10-6 м2/с

Общий КПД гидропривода при [tmax] = 70 oC определяется по выражению:

 

η70 = η70г ηм ηоб = 0,997·0,874·0,921 = 0,802                                                  (12)

 

где η70г, ηм и ηоб – гидравлический, механический и объемный КПД.

Гидравлический КПД привода η70г вычисляется по формуле:

 

η70г = (Pном-ΣΔP70)/ Pном = (19,941-0,048)/19,941 = 0,997                     (13)

 

Определим кинематическую вязкость ν рабочей жидкости при 70оС:

 

ρt = ρ20 /(1+βt(t-20)),                      (14)

 

где βt = 8,75·10-4  (оС-1) (при работе гидросистемы) – коэффициент объемного расширения выражающий относительное увеличение объема жидкости при повышении температуры на 1 оС.          

 

ρ100 = 905 /(1+8,75·10-4 · (100-20)) = 845,8 кг/м3

 

μt = νt ρt                             (15)

 

μ100 = ν100 ρ100 = 11·10-6·845,8 = 0,0093 Н·с/м3

 

μ70 = μt e-k(t-t1)           (16)

 

По ранее приведенной методике или справочным данным находятся значения плотности ρ70 и кинематической вязкости μ70 при допустимой температуре в гидросистеме 70 оС (коэффициент k при высокой температуре принимать 0,02).

 

μ70 = μ100·e-0.02(40-100) = 0,0093·2,718280,6 = 0,017 Н·с/м3

 

ρ70 = 905 /(1+8,75·10-4 · (70-20)) = 867 кг/м3

 

ν70 = μ70 /ρ70 = 0,017/867 = 1,96·10-5 м2/с = 20 сСт                        (17)

 

Для каждого участка гидролинии определяются значения чисел Рейнольдса Re70, соответствующие им коэффициенты b и коэффициенты трения жидкости о стенки трубопроводов λ70.

Число Рейнольдса для всасывающего участка:

 

Reв70 = vвdв /ν70 = 1,05·0,05/1,96·10-5 = 2678,5 > 2300                   (18)

(режим турбулентный b = 1)

 

λв70 = 0,3164·Re-0.25 = 0,3164·2678,5-0,25 = 0,044                           (19)

 

Затем вычисляем потери давления на каждом участке: