Бульдозер ДЭТ-250

Содержание

 

1. Назначение и область применение бульдозера ДЭТ-250 3
2. Описание работы гидросистемы трактора ДЭТ-250 5
3. Данные для расчета 6
4. Выбор гидродвигателей 7
5. Выбор насоса 10
6. Выбор направляющей аппаратуры 12
7. Выбор регулирующей аппаратуры 13
8. Выбор фильтра 14
9. Гидравлический расчет трубопроводов 14
10. Расчет КПД гидросистемы 21
11. Тепловой расчет гидросистемы 21
12. Расчет механической и регулировочной характеристики гидропривода 22
13. Расчет на прочность элементов цилиндра 30

Список литературы 33

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Назначение и область применение бульдозера ДЭТ-250.

 

Бульдозер ДЭТ-250 - гусеничный дизель-электрический  бульдозернорыхлительный агрегат многоцелевого назначения, 25 тягового класса(250 кН), с электромеханической трансмиссией, обеспечивающей автоматическое регулирование тяговых усилий на всем скоростном диапазоне рис. 1.1. Эластичная подвеска ходовой системы, лёгкость управления, обеспечивает комфорт и снижает утомляемость оператора при работе. Предназначен для выполнения землеройных работ на строительстве различных объектов, добыче полезных ископаемых, и для выполнения землеройных работ и рыхления скальных пород в горнодобывающей отрасли рис. 1.2.

 

Рис. 1.1 Общий вид

 

Изготовитель - Челябинский тракторный завод, начало серийного производства - 1969 год.

На тракторе установлен четырехтактный, бескомпрессорный V-образный, двенадцатицилиндровый  дизельный двигатель В-31, с неразделенной камерой сгорания и непосредственным впрыском топлива. Запускают дизель с помощью силового генератора электротрансмиссии, питающегося от аккумуляторных батарей.

Трансмиссия электромеханическая, постоянного  тока, обеспечивает бесступенчатое изменение скорости движения и тягового усилия в зависимости от внешней нагрузки.

Фрикционная муфта постоянно замкнутая, многодисковая.

Силовая передача состоит из силового генератора, электродвигателя, главной  передачи, планетарных механизмов поворота и конечных передач. Редуктор привода  силового генератора повышающий, с  цилиндрической косозубой парой шестерен. Силовой генератор марки ГПА-222, тяговый электродвигатель - ЭДН-196.

Главная передача - пара конических шестерен со спиральным зубом. Управление движением  навесного землеройного оборудования и его поворотом гидравлическое. Механизмы поворота планетарные, двухступенчатые, обеспечивают две механические передачи. Тормоза ленточные, плавающего типа.

Бортовые редукторы двухступенчатые, с цилиндрической парой шестерен и планетарным рядом.

Трактор оборудован двумя независимыми ВОМ(вал отбора мощности).

Ходовая часть - гусеничный движитель. Подвеска эластичная с подрессориванием катков с помощью круглых торсионов. Механизм натяжения гусеницы гидравлический, с пружинным сдающим звеном.

Рама сварная, герметичная, жестко связана с гусеничными тележками. Прицепное устройство жесткое.

Компоновка трактора выполнена по схеме с передним расположением двигателя и задним расположением трансмиссии. Кабина тракториста размещена посередине трактора. Металлическая, трехместная, герметизированная, с тепловой и звуковой изоляцией, оборудована принудительной приточной вентиляцией и воздушным обогревом. Сиденья мягкие, с подлокотниками и регулируемыми спинками. На крыше кабины установлен прожектор.

Трактор оборудован оригинальной конструкции  системами охлаждения, очистки воздуха, подготовки и запуска двигателя. Для обдува воздухом водяных и масляных радиаторов применена эжекционная система, основанная на использовании энергии выхлопных газов двигателя.

Для управления навесными, полунавесными  и прицепными орудиями переднего  и заднего расположения предусмотрена  раздельно-агрегатная гидравлическая система, состоящая из насоса, распределителя, масляного бака, рабочих цилиндров и трубопроводов.

Рис. 1.2 Общий вид

Технические характеристики даны в  табл. 1.1.

Таблица 1.1

Техническая характеристика трактора ДЭТ-250М

Номинальная мощность двигателя, кВт (л.с.)	242,6 (330)
Частота вращения коленчатого вала, об/мин	1500
Ход поршня, мм	180
Диаметр цилиндра, мм	150
Рабочий объем цилиндров, л	33,88
Степень сжатия	15
Удельный расход топлива при  номинальной мощности, г/кВт*ч (г/э. л.с.-ч)	224,4 (165)
Вместимость топливного бака, л	670
База, мм	3218
Колея, мм	2450
Число опорных катков	12
Дорожный просвет, мм	500
Ширина башмаков гусеницы, мм	690
Скорость движения вперед и назад, км/ч:
рабочий режим	2,3...20
транспортный режим	2,3...20
Удельное давление на грунт, МПа (кгс/см2):
с нормальной гусеницей	0,06(0,565)
с уширенной гусеницей	0,04(0,380)
Силовой генератор:
марка	ГПА-222
мощность, кВт	215
Частота вращения вала генератора, об/мин	2250
Тяговый электродвигатель:
марка	ЭДП-196
мощность, кВт	166
номинальное напряжение, В	300
Габаритные размеры, мм	6632х3220х3215
Масса конструктивная, кг	31000

 

2. Описание работы гидросистемы трактора ДЭТ-250

 

Гидравлическая система силовой рис. 2.1 передачи включает в себя масляный резервуар в корпусе заднего моста, масляный насос 14, масляный фильтр гидроциклон 1, распределительные золотники 3 и 10, манометр 12, бустеры 2 и 11 фрикционов, цилиндры 4 и 9 тормозов ПМП и цилиндры 5 и 8 остановочных тормозов. Кроме того, имеются три клапана: управления 6, предохранительный 13 и смазки  7. Гидравлическая система обеспечивает управление трактором на рабочем и транспортном режимах и смазку узлов и деталей заднего моста. Масляный насос 14 односекционный шестеренчатый. Приводится он от ведомой конической шестерни раздаточного редуктора с помощью вертикального валика. Предохранительный клапан 13 ограничивает давление масла в пределах 18-20 кГ/см . Гидроциклон 1 обеспечивает центробежную очистку масла. Твердые частицы и прочие примеси собираются в бункере гидроциклона, в котором имеется спускное отверстие.

Клапан 6 управления поддерживает давление в системе в пределах

6-9 кГ/см . Распределительный золотник обеспечивает подключение рабочих органов к системе гидроуправления или к сливу.

Раздаточный редуктор, установленный  на верхней плоскости корпуса заднего моста, передает вращение на вал отбора мощности, на гидронасос и на привод масляного насоса силовой передачи. Его ведущий вал соединен карданным валом с редуктором силового генератора.

Рис 2.1. Схема гидравлической системы силовой передачи трактора ДЭТ-250.

3. Данные для расчета.

 

Для гидроцилиндра:

R2= 20 кН

V2= 0,1 м/с

Р = 12,5 МПа

tc = -10°

Кр = 0,8

Распределитель 2

Для гидромотора:

Мз = 250 Н·м

n = 850 об/мин

P = 10 МПа

tc = 30°

Км = 0,4

Кр = 0,9

Распределитель 4

 

 

Гидросхема

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Выбор гидродвигателей

 

Выбор осуществляется по его внутреннему  диаметру, исходя из требуемой рабочей площади F_T в м²

                                         

R – усилие на штоке, кН

P – заданное давление жидкости  в гидросистеме, МПа

k – коэффициент  запаса по усилию (k = 1, когда дроссель).

 

                                          м² 

 

Исходя из F_т, внутренний диаметр d_п определяется:

 

                                         

                                         

Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

По принятому значению dп_, выбирается диаметр штока:

 

                Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

Далее выбираем гидромотор. Выбор  его осуществляется по требуемой мощности с учётом запаса по моменту.

Заданная мощность  гидромотора  определяется:

 

                 М – заданное значение момента  с учетом запаса,

 

 

 

 

  кВт

По справочной литературе, выбирается необходимый гидромотор.    При этом учитывается, что мощность гидромотора должна быть не менее 1,1…1,25 от заданной, а угловая скорость вала и рабочее давление гидро-мотора должна быть не менее заданных.

Выбираю аксиально-поршневой гидромотор с наклонным блоком 310.4.80.0.1 аналог серии A2F Bosch Rexroth производства ОАО «Пневмостроймашина» (г. Екатеринбург). Технические характеристики гидромотора даны в табл. 4.1. Вид гидромотора рис 4.1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 4.1

Технические данные гидромотора

Рабочий объём,	80
Максимальная частота вращения, об/мин	3350
Максимальное рабочее давление, бар
непрерывное	400
пиковое	450
Потребляемый расход, л/мин	268
Мощность, кВт
при ∆p=450 бар	178
при ∆p=400 бар	159
при ∆p=350 бар	139
при ∆p=250 бар	100
Крутящий момент, Н·м
при ∆p=450 бар	511
при ∆p=400 бар	454
при ∆p=350 бар	397
при ∆p=250 бар	284
Масса,кг	19,2
КПД объёмный	0,95
КПД полный	0,9

     

 

  Вт=11,22кВт

  N_ф = 1.273N_з

 

Рис. 4.1. Общий вид гидромотора 310….80

 

5. Выбор насоса

 

Основной параметр для выбора насоса является требуемая подача Q_т и заданное давление P.

Расход жидкости определяется:

 

V – заданная скорость перемещения выходного звена гидродвигателя (штока гидроцилиндра), м/с

F_п – рабочая площадь со стороны подвода жидкости в гидроцилиндр, м²

m – число одновременно работающих цилиндров (m=1)

n_об – объёмный КПД гидроцилиндра (n_об=1)

 

           

 

 

Теперь рассчитываем фактическую подачу насоса требуемую для работы гидромотора.

Расход жидкости определяется

где qм – рабочий объём гидромотора, ;

n - частота вращения вала гидромотора, об/с.

Сравниваем потребные расходы  на работу двигателя и мотора. По большому расходу определяем потребную подачу насоса. Она в нашем случае будет у гидромотора.

По полученному значению требуемой  подачи выбирается насос. Подача его должна быть на 5% больше требуемой для компенсации потерь

 

 

Выбираем пластинчатый насос изготавливаемого ОА «Гидропривод» (г. Елец). Технические данные которого приведены в табл. 5.1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Табл. 5.1

Параметры пластинчатого насоса НПл

Номинальный рабочий объём,	56
Номинальная подача, л/мин	71,4
Номинальное давление на выходе, МПа	16
Абсолютное давление на входе, МПа
минимальное	0,08
максимальное	0,12
Частота вращения, об/с (об/мин)
номинальная	25(1500)
максимальная	30(1800)
минимальная	16,6(1000)
Номинальная мощность, КВт	24,2
КПД объёмный	85
КПД полный	77
Масса, кг, не более	25

 

Теоретическая производительность насоса определяется:

 

Для данного типа насоса и заданной температуры окружающей среды применимо  ИГП-38  со следующими параметрами:

- кинетическая вязкость 

- плотность 

- индекс вязкости, не менее ИВ=90

- температура застывания t_з = -15⁰С

- температура  вспышки t_в = 210⁰С

 

6. Выбор направляющей аппаратуры

 

Гидрораспределитель 1Рн203-В64-УХЛ4

- номинальное давление Рном = 32 МПа

- максимальное давление Рmax = 35 МПа

- номинальный поток Qp = 160

- потери давления  ∆Pр = 0,2 МПа

 

Делитель потока МКДС20/3221

• диаметр условный 20мм
• номинальный расход, Qp = 55-80 л/мин
• номинальное давление настройки, Рном = 20МПа
• масса 6,6кГ

 

Делители расхода типа МКД предназначены  для деления расхода на две  равные части с целью синхронизации движения исполнительных органов независимо от величин нагрузок.

Делители расхода работают на минеральных  маслах с вязкостью 10...400 сСт.

Делители расхода выпускаются  в резьбовом МКД и стыковом МКДС исполнениях на номинальное.

Давление до 32 МПа. Расход задается установкой трех различных типов диафрагм с различными отверстиями, определяющими исполнения I, II, III. Производитель ГрЗГ (г. Грязи)

Гидрозамок  выпущенный Caproni (Hydravlika 96).

• номинальный расход, Qp = 12 л/мин

• Резьба 

7. Выбор регулирующей аппаратуры

 

С целью предохранения гидравлическую систему от недопустимых давлений конструкции  машины от перегрузок параллельно напорной гидролинии устанавливают предохранительный клапан.

Выбираю клапан с элементами управления марки МКПВ 20/3С2Р2УХЛ4 с параметрами:

- максимальный поток 400 

- номинальное давление 20 МПа

- потери давления  ∆Pр = 0,3 МПа

Производитель ГрЗГ (г. Грязи)

Требуемую скорость выходного звена  в приводах с нерегулируемыми гидромашинами можно получить установкой в схему дросселя.

Определяется требуемый расход дросселя:

 

Определяется площадь расходного окна:

 

 

 

μ = 0,62 – коэффициент расхода  жидкости

U_др=1 – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

∆P_др – перепад давления в дросселе

 

 

Выбираем дроссель ДР-С32

• диаметр условный 30мм
• номинальный расход, Qp = 160 л/мин
• максимальный расход, Qmax = 250 л/мин
• номинальное давление настройки, Рном = 32МПа
• масса 6,9кГ
• максимальное давление, Рmax = 35МПа

8. Выбор фильтра

 

Выбор фильтра осуществляется в  зависимости от необходимости фильтрации.

 

Выбираю фильтр  1.1.32-25ОСТ22-883-75 фирма АЗИМ со следующими параметрами:

• Номинальный поток            Q = 100 л/мин
• Тонкость фильтрации          25 мкм
• Потери давления                  0,63 МПа
• присоединительные размеры  М42х2

9. Гидравлический расчет трубопроводов

 

Гидравлический расчет трубопроводов сводится к определению их геометрических параметров (длины трубопровода, внутренний диаметр), потерь энергии на трение при движении жидкости по трубопроводам и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.

Соединение гидроаппаратов производится стальными бесшовными трубами. Максимально возможный расход жидкости в сливной гидролиний больше подачи насоса в случае объединения нескольких потоков или когда жидкость сливается из поршневой полости гидроцилиндра с односторонним штоком.

 

В этом случае максимальный расход определяется:

 – подача насоса,

Расход жидкости трубопровода взаимосвязан с его внутренним диаметром и  скорости движения жидкости.

 

Для напорных и сливных трубопроводах:

                         P – давление жидкости в трубопроводе, МПа

Принимаю скорость во всасывающем  трубопроводе:

Внутренний диаметр трубопровода определяется:

 

 

 

      По ГОСТу принимаю:

для напорных d=25мм D=35мм

для сливной d=30мм D=38мм

для всасывающей d=50мм D=52мм

 

Рассчитываю следующие максимальные значения длин трубопроводов:

• всасывающего    
• напорного (от насоса до распределителя)

 

• напорного (от распределителя до гидродвигателя)

 

• сливного              

 

Потери давления складываются из потерь давления на преодоление сопротивления трубопроводов ∆P_тр и местных сопротивлений ∆P_м.с.

   ∆P = ∑∆P_тр + ∑∆P_м.с.

Для расчета потерь энергии расчетную  гидросхему привода разбивают на участки, отличающихся друг от друга  расходом жидкости, диаметром трубопровода, наличием местных сопротивлений. Расчёт потерь энергии производится отдельно для всасывающей, напорной и сливной гидролинии.

Потери давления по длине трубопровода на каждом участке определяется по формуле:

L – длина участка трубопровода со скоростью жидкости V_ж,

d – внутренний диаметр трубопровода, м

ρ – плотность жидкости,

λ – коэффициент сопротивления  рассматриваемого участка трубопровода.

 

Для определения λ, необходимо посчитать  число Рейнольдса для напорной и сливной гидролинии:

υ – кинематическая вязкость жидкости,

 

т.к. Re > 316, то

Для участка  от насоса до распределителя:

 

Для участка то распределителя до гидроцилиндра:

 

 

Для сливной магистрали

 

 

Потери для всасывающей магистрали

 

 

 

Суммарные потери для напорной магистрали

 

 ∑ = + = 0,012376 + 0,024751 = 0,037127 МПа

Суммарные потери для сливной магистрали

 

 

Рассчитываю потери давления в гидроаппаратуре, входящей в разработанную схему:

 

- потери давления в распределителе 

 

∆P_ном – потери давления в гидроаппаратуре при номинальном расходе Q_ном (паспортные данные)

 

∆P_ном = 0,2 МПа

Q_ном = 160

Q_ф = 68,02

 

- потери давления предохранительном   клапане

 

 

 

- потери давления в фильтре 

 

 

-потери давления в дросселе

= 0,2 МПа

- потери давления в  делители расхода

- потери давления в гидрозамке

 

-потери давления на  местные сопротивления во всасывающей  магистрали

 

 

 

 

 

 

-потери давления на  местные сопротивления в сливной  магистрали

 

                                                                            

 

 

 

-потери давления на  местные сопротивления в напорной  магистрали

 

 

 

                                                                      

 

 

-общие потери  давления для всасывающей магистрали

 

-общие потери  давления в напорной магистрали

 

 

-общие потери  давления в сливной магистрали

 

 

После определения потерь давления в магистралях производятся уточнения  параметров гидропривода.

 

Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

 

 

R– заданная полезная нагрузка, кН

R_пд – сила противодавления, кН

R_п – сопротивление уплотнения поршня, кН

R_ш – сопротивление уплотнения штока, кН

R_ин – сила инерции движущихся частей, кН

 

 

  =  ∆P_сл = 0,6017245 МПа

  = = 0,0019635-0,000491=0,0014726 м²

 

Усилия трения в уплотнениях  определяется:    

 

μ – коэффициент трения (для  резины 0,01)

d – уплотняемый диаметр, м

h – высота активной части манжеты, м

 

Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

 

Давление  жидкости на выходе из насоса:

 

 

Давление настройки предохранительного клапана  P_к  в МПа

 

 

 

 

Скорость рабочего и холостого  хода:

– объемный КПД гидроцилиндра

 

Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10% и равняется 3%.

Момент фактический на валу гидромотора

n=13.5*60=810 об/мин

Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10%.

10. Расчет КПД гидросистемы

 

Мощность, реализуемая на выходном звене гидропривода

 кВт

 

Мощность, затрачиваемая на подачу жидкости насоса

 кВт

Общий КПД системы

11. Тепловой расчет гидросистемы 

В процессе эксплуатации гидросистем масло нагревается. Основной причиной нагрева является наличие гидравлических сопротивлений в системе гидропривода. С возрастанием температуры жидкости интенсифицируется процесс окисления масла, выпадают сгустки смол и шлама, что нарушает нормальную работу гидросистемы. Обычно принимают максимально допустимую температуру масла в баке 55-60°С. При длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося. Тепловая энергия расходуется на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров  длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося.

Тепловая энергия расходуется  на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров.

Для установившегося теплового  режима температурный период определяется:

 

– потерянная мощность, кВт

- поверхность теплопередачи, 

- коэффициент теплопередачи участка, 

 

 кВт

Охлаждение водяное

с другой стороны 

∆T = T_м – T_в

T_в – установившаяся температура масла в баке, °С

T_в – температура окружающего воздуха, T_в  = 20 °С

T_м = ∆T + T_в = 25+20=45 °С

Установившаяся температура масла получилась < 60 °С т.е. условие выполнено.

12. Расчет механической и регулировочной  характеристики гидропривода.

 

Скорость движения выходного звена  определяется:

n- рабочий объём гидромотора,

Q_п - фактический полезный расход жидкости затрачиваемый на           совершение работы двигателя,

 

-  полный градиент утечек:

- гидромотора;

- гидрораспределителя;

Градиенты отдельных гадроаппаратов определяется:

где - объемные потери в гидроаппарате при его номинальном давлении .

 

 

μ = 0,62 – коэффициент расхода  жидкости

-фактическое значение величины  расходного окна дросселя,

U_др – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

∆P_др – перепад давления в дросселе

М=0    U_др=0

М=0    U_др=0,25

М=0    U_др=0,5

При расчёте по методичке [10] автор Суслов Н. М. при дроссельном регулирований, напорного потока, не учитывается производительность насоса. В результате теоретический полезный расход жидкости превосходит производительность насоса .

М=0    U_др=0,75

М=0    U_др=1

М=25    U_др=0

М=25    U_др=0,25

М=25    U_др=0,5

М=25    U_др=0,75

М=25    U_др=1

М=50    U_др=0

М=50    U_др=0,25

М=50    U_др=0,5

М=50    U_др=0,75

М=50    U_др=1

М=75    U_др=0