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
Содержание
Введение
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
Список литературы
Введение
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
Номинальное давление в
гидросистеме рном, МПа
|
6,3
|
Усилие на штоке
толкающем F, кН
|
100
|
Скорость перемещения
штока V, м/с
|
0,3
|
Длина гидролинии от
бака к насосу (всасывающей) lвс, м
|
0,1
|
Длина гидролинии от
насоса к распределителю (напорной) lнап, м
|
3
|
Длина гидролинии от
распределителя к ГЦ (исполнительной) lисп, м
|
3
|
Длина гидролинии от
распределителя к баку (сливной) lсл, м
|
2
|
Угольник сверленый, шт
|
2
|
Угольник с поворотом 900,
шт
|
5
|
Штуцер
присоединительный, шт
|
4
|
Муфта разъемная, шт
|
2
|
Колено плавное с
поворотом 900, шт
|
-
|
Максимальная
температура рабочей жидкости tж, 0С
|
+70
|
Температура окружающей
среды tв, 0С
|
–30…+30
|
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
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) Nгдв , кВт, определяют по формуле:
Nгдв=F ·V, (1)
где F – усилие на штоке, кН;
V – скорость движения штока, м/с.
Nгдв =100·0,3=30 кВт
Полезную мощность насоса Nнп , кВт, определяют по формуле:
Nнп= kзу ·kзс ·Nгдв , (2)
где kзу – 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);
kзс – коэффициент запаса по скорости,
учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением
давления в гидросистеме (1,1…1,3).
Nнп=1,1·1,1·30=36,3 кВт
3.2 Выбор насоса
Подача насоса Qн , дм3/с, определяют по формуле:
Qн = Nнп/ рном , (3)
где рном –
номинальное давление, МПа.
Qн = 36,3/6,3=5,76 дм3/с
Рабочий объем насоса qн , дм3/об, определяют по
формуле:
qн = Nнп/( рном·nн) , (4)
где nн – частота вращения вала насоса, с-1 (nн = 1500 об/мин = 25 с-1).
qн =36,3/(6,3·25)=0,23 дм3/об
Выбираем насос НШ-250-3 по
подходящим параметрам рном и qн .
По технической
характеристике выбранного насоса (Таблица 1) производим уточнение
действительной подачи насоса Qнд , дм3/с, по формуле:
Qнд = qнд ·nнд ·ŋоб, (5)
где qнд – действительный рабочий объем
насоса, дм3/об;
nнд – действительная частота вращения
насоса, с-1;
ŋоб –
объемный КПД насоса.
Qнд = 0,25·25·0,94 = 5,88 дм3/c
Таблица 1
Параметр
|
Значение
|
Рабочий объем, см3/об
|
250
|
Давление на выходе,
МПа:
номинальное
максимальное
|
16
20
|
Давление на входе в
насос, МПа:
минимальное
максимальное
|
0,08
0,15
|
Частота вращения вала,
об/мин:
минимальная
номинальная
максимальная
|
960
1500
1920
|
Номинальная
потребляемая мощность, кВт
|
106,2
|
КПД насоса
|
0,85
|
Объемный КПД
|
0,94
|
Масса, кг
|
45,6
|
3.3 Определение
внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости
Зададимся скоростями
движения жидкости /4/.
Для всасывающей
гидролинии примем Vвс = 1,2 м/с.
Для сливной гидролинии
примем Vсл = 2 м/с.
Для напорной гидролинии
примем Vнап = 6,2 м/с.
(6)
Для всасывающей
гидролинии:
По расчетному значению
внутреннего диаметра гидролинии dp вс = 79мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом
действительное значение диаметра всасывающего трубопровода dвс= 80 мм.
Значение толщины стенки
трубопровода примем 4 мм.
Для сливной гидролинии:
По расчетному значению
внутреннего диаметра гидролинии dp сл = 61 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное
значение диаметра сливного трубопровода dсл=64 мм.
Значение толщины стенки
трубопровода примем 4 мм.
Для напорной гидролинии:
По расчетному значению
внутреннего диаметра гидролинии dp нап = 35 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом
действительное значение диаметра напорного трубопровода dнап=40 мм.
Значение толщины стенки
трубопровода примем 4 мм.
Действительная скорость
движения жидкости Vжд , 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
Параметр
|
Значение
|
Номинальное давление,
МПа
|
16
|
Расход рабочей
жидкости, дм3/мин
|
360
|
Максимальное усилие для
перемещения золотника из нейтральной позиции в рабочие при номинальном
давлении и расходе, Н
|
500
|
Количество всех секций,
собираемых в одном блоке, не более
|
6
|
Давление в сливной
гидролинии, МПа, не более
|
0,8
|
Потери давления при
рабочей позиции золотника, МПа, не более
|
0,65
|
Утечки рабочей жидкости
через обратный клапан напорной секции при номинальном давлении, см3/мин,
не более
|
10
|
Основные параметры
обратного клапана типа 61500, /6/:
Таблица 3
Параметр
|
Значение
|
Условный проход, мм
|
40
|
Номинальный расход,
л/мин
|
360
|
Масса, кг
|
3,47
|
Основные параметры
предохранительного клапана прямого действия типа К31602, /6/:
Таблица 4
Параметр
|
Значение
|
Условный проход, мм
|
40
|
Максимальный расход, дм3/мин
|
420
|
Диапазон регулирования
давления, МПа
|
8-20
|
Масса, кг
|
4,2
|
Основные параметры
дросселей с обратными клапанами типа 63100, /6/:
Таблица 5
Параметр
|
Значение
|
Условный проход, мм
|
40
|
Номинальный расход,
дм3/мин
|
360
|
35
|
Масса, кг
|
4,0
|
Техническая
характеристика фильтра типа 1.1.64-25, /6/:
Таблица 6
Параметр
|
Значение
|
Условный проход, мм
|
64
|
Номинальный расход
через фильтр, дм3/мин
|
360
|
Номинальная тонкость
фильтрации, мкм
|
25
|
Номинальное давление,
МПа
|
0,63
|
Номинальный перепад
давления при номинальном расходе, МПа, не более
|
0,11
|
Перепад давления на
фильтроэлементе при открывании перепускного клапана, МПа
|
0,3
|
Ресурс работы фильтра,
ч
|
300
|
Масса сухого фильтра,
кг
|
20
|
В качестве рабочей
жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), /5/:
Таблица 7
Параметр
|
Значение
|
Плотность при 20°С,
кг/м3
|
855
|
Вязкость при 50°С, сСт
|
10
|
Температура застывания,
°С
|
-60
|
Температура вспышки, °С
|
135
|
3.5 Расчет потерь
давления в гидролиниях
Для всасывающей
гидролинии:
Определяем число Рейнольдса
Re по формуле:
(8)
где Vжд – действительная скорость движения
жидкости в гидролинии, м/с;
d – внутренний диаметр гидролинии, м;
ν – 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 λ
(коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:
,
(10)
Потери давления по длине
гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) определяются
по формуле:
(11)
где l – длина гидролинии, м (для
всасывающей l=lвс , для напорной l=lнап+lисп , для сливной l=lсл+lисп );
ρ – плотность
рабочей жидкости, кг/м3.
Потери давления в местном
сопротивлении ∆pм , МПа, определяются по формуле:
(12)
где ξ – коэффициент
местного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1).
Потери давления в гидролинии
∆p, МПа, определяются по формуле:
∆p=∆pl + ∆pм , (13)
∆pвс =0,000023+0,0012=0,001223 МПа
Для напорной
гидролинии:
Определяем число
Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):
Так как полученное число
Рейнольдса Re = 18720>2320, то движение
жидкости в напорной гидролинии турбулентное.
Определяем коэффициент
путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):
Определяем потери
давления по длине гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) по формуле (11):
Определяем потери
давления в местном сопротивлении ∆pм , МПа, по формуле (12), для угольника сверленного
коэффициент местного сопротивления ξ=2:
Определяем потери
давления в напорной гидролинии ∆p ,
МПа, по формуле (13):
Для сливной
гидролинии:
Определяем число
Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):
Так как полученное число
Рейнольдса Re = 11712>2320, то движение
жидкости в сливной гидролинии турбулентное.
Определяем коэффициент
путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):
Определяем потери
давления по длине гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) по формуле (11):
Определяем потери
давления в местном сопротивлении ∆pм , МПа, по формуле (12), для штуцера присоединительного
коэффициент местного сопротивления ξ=0,1:
Определяем потери
давления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (13):
∆pсл=0,0034+0,00057=0,00397 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.У1-160×70×400
со следующими характеристиками:
Таблица 8
Параметр
|
Значение
|
Диаметр поршня D, мм
|
160
|
Диаметр штока d, мм
|
70
|
Ход штока L, мм
|
400
|
По выбранным стандартным
значениям диаметров поршня D и
штока d определяем действительное усилие Fд , Н, развиваемое гидроцилиндром, по
формуле:
(20)
где р2 – давление
в штоковой полости, Па (р2 = ∆ рсл );
р1 – давление
в поршневой полости, Па, определяется по формуле:
р1= рном
- ∆рнап, (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 Vд , м/с, по формуле:
(22)
где Sэф – 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 ηг гидропривода по формуле:
(26)
Определяем
гидромеханический КПД ηгмн насоса по формуле:
(27)
где ŋн –
полный КПД насоса;
ŋобн – объемный
КПД насоса.
Определяем
гидромеханический КПД ηгм привода по формуле:
ŋгм = ŋгмн·
ŋгмгц· ŋг, (28)
где ŋгмгц
– гидромеханический КПД гидроцилиндра.
ŋгм =
0,9·0,95·0,97 = 0,83
Определяем количество
выделяемого тепла Qвыд , Вт, по формуле:
(29)
где ŋгм –
гидромеханический КПД гидропривода;
kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода (kв = 0,5);
kд – коэффициент использования номинального давления (kд = 0,7).
Определяем количество
тепла Qотв, Вт, отводимого в единицу времени от
поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся
температуре жидкости, по формуле:
(30)
где kтп – коэффициент теплопередачи от
рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м2град (kтп = 12 Вт/м2град);
tж – установившаяся температура рабочей жидкости, °С;
t0 – температура окружающего воздуха, °С;
Sб – площадь поверхности гидробака, м2;
–суммарная
площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м2,
которая определяется по формуле:
(31)
где Sнап , Sвс , Sсл – площади наружной поверхности
трубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м2,
которые находятся по формуле:
(32)
где di – внутренний диаметр i-го трубопровода, м;
δi – толщина стенки i-го трубопровода, м;
li – длина i-го трубопровода, м.
Согласно уравнению
теплового баланса Qвыд= Qотв, тогда:
Объем гидробака V, дм3 , определяется по
формуле:
(33)
Минутная подача насоса Qнд = 352,8 дм3/мин.
Так как объем гидробака V<3Qнд (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%).
Список литературы
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.