Гидропривод навесного одноковшового экскаватора

Сибирская государственная  автомобильно-дорожная академия (СибАДИ).

 

 

 

 

 

 

ГИДРОПРИВОД  НАВЕСНОГО ОДНОКОВШОВОГО

ЭКСКАВАТОРА

Пояснительная записка

ТТМ.01А.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

2013 г.

Содержание 

 

Введение………………………………………………………………………3

1. Исходные данные для расчета объемного гидропривода………..5
2. Описание принципиальной гидравлической схемы ……………..6
3. Расчет объемного гидропривода………………………………...…9
1. Определение мощности гидропривода и насоса……………….…9
2. Выбор насоса………………………………………………………..10
3. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости…………………………………………………………………..13
4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости…...15
5. Расчет потерь давления в гидролиниях……………………………18
6. Расчет гидроцилиндров……………………………………………..22
7. Тепловой расчет гидропривода…………………………………….24

Заключение…………………………………………………………….………28

Список литературы……………………………………………………………29

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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 объемного  гидропривода

Навесной одноковшовый экскаватор.[2]

Рассматривается-привод стрелы.

Номинальное давление гидропривода……………………..10,0 МПа

Усилие на штоке гидроцилиндра толкающем……………..40,0 МПа

Скорость перемещения штока гидроцилиндра…………….0,45 м/с

Длины гидролиний:

а) всасывающей (от бака к насосу)………………………….0,5 м

б) напорной (от насоса к распределителю)…………………2 м

в) исполнительной (от распределителя к гидроцилиндру)...4 м

г) сливной (от распределителя к баку)………………………3 м

Местные сопротивления:

а) переходник………………………………………………….3 шт

б) штуцер………………………………………………………6 шт

в) разъемная муфта…………………………………...………4 шт

г) плавное колено 90˚…………………………...…………….4 шт

д) дроссель……………………………………………..……...8 шт

Температурный режим работы (окружающей среды)…..( -25…+35˚С)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Описание принципиальной  гидравлической схемы

Навесные одноковшовые экскаваторы на базе тракторов предназначены для выполнения земляных и погрузочно-разгрузочных работ на мелких объектах строительства и в сельском хозяйстве.

С помощью гидропривода осуществляется движение стрелы, рукояти, ковша и поворот рабочего оборудования, установка выносных опор и подъем-опускание бульдозерного отвала, который устанавливается на этой же машине.

Принципиальная гидросхема гидропривода навесного одноковшового экскаватора приведена на рис.1.[3]

Рисунок 1. Принципиальная гидравлическая схема одноковшового навесного экскаватора.

Насосы 1 и 2 по раздельным гидролиниям нагнетают рабочую жидкость из гидробака 17 в четырехзолотниковый гидрораспределитель 4.

От насоса большей производительности 2 через первые три золотника гидрораспределителя 4 рабочая жидкость подводится к гидроцилиндрам ковша 5, рукояти 6 и стрелы 7. От насоса 1 рабочая жидкость подводится к третьему и четвертому золотникам гидрораспределителя 4, которые управляют

 

гидроцилиндрами стрелы 7 и поворота 11.

Конструкция гидрораспределителя 4 позволяет при включении одного третьего золотника подавать в гидроцилиндр 7 стрелы поток от обоих насосов, а при одновременном включении двух золотников обеспечивает независимые движения с приводом от разных насосов следующих исполнительных органов: ковша и поворота, рукояти и поворота, стрелы и поворота, ковша и стрелы, рукояти и стрелы.

Ускоренное движение стрелы и указанные совмещения движений исполнительных органов сокращают рабочий цикл экскаватора и увеличивают его производительность.

Для предохранения насосов и всей гидросистемы от перегрузок в гидрораспределителе 4 установлены предохранительные клапаны.

Между поршневой и штоковой полостями гидроцилиндра стрелы 7 установлен блок перепускных клапанов 8, который позволяет перепускать рабочую жидкость из поршневой полости в штоковую и на слив при чрезмерных нагрузках на гидроцилиндре стрелы. Такие нагрузки могут возникнуть при движении рукояти и ковша.

Блок перепускных клапанов 9 перепускает рабочую жидкость из одной гидролинии гидроцилиндров поворота в другую и предохраняет их от динамических нагрузок в момент разгона и торможения поворота экскавационного оборудования. Кроме этого, в поршневых полостях гидроцилиндров поворота 11 предусмотрены демпфирующие устройства, снижающие скорость перемещения в конце хода штоков гидроцилиндров.

В гидроцилиндрах поворота рабочими являются поршневые полости, а штоковые полости соединены между собой. Для исключения рассогласования работы гидроцилиндров поворота из-за перетечек рабочей жидкости из штоковых полостей в поршневые осуществляется подпитка этих поршневых полостей через обратный клапан 10 от гидролинии привода гидроцилиндра рукояти 6 при его работе.

При нейтральном положении третьего и четвертого золотников гидрораспределителя 4 поток рабочей жидкости от насоса 1 через

гидрораспределитель 4 поступает в трехзолотниковый гидрораспределитель 14, который управляет движениями гидроцилиндров отвала бульдозера 12 и выносных опор 13.

Для контроля за работой гидросистемы на напорной гидролинии насосов 1 и 2 установлены манометры 3.

На сливной гидролинии гидросистемы установлен фильтр 16 со встроенным переливным клапаном. О степени загрязнения фильтра, повышении его сопротивления и необходимости очистки или замены фильтра можно судить по показаниям манометра 15. Контроль за температурой рабочей жидкости в гидробаке 17 экскаватора осуществляется с помощью датчика давления 18.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.Расчет объемного  гидропривода

При расчете гидропривода принимается ряд допущений, основными из которых являются следующие: рабочая жидкость считается несжимаемой; температура жидкости, основные физические свойства жидкости (плотность, вязкость, модуль объемной упругости и др.) принимаются постоянными; рассматривается установившийся режим работы гидропривода; коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны; разрыва потока жидкости при работе гидропривода не происходит; подача насоса, питающего гидросистему, постоянна.

3.1. Определение мощности гидропривода и насоса

Мощность гидропривода определяют по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных механизмов.

Полезную мощность гидронасоса возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) можно определить по формуле[1]

N_raB=FV, (1)

где N_гдв - мощность гидронасоса, кВт; F - усилие на штоке, кН; V - скорость движения штока, м/с.

N_raB=FV=40×0,45=18 кВТ

На первом этапе расчета гидропривода потери давления и расхода рабочей жидкости учитывают коэффициентами запаса по усилию и скорости.

Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных соединениях и т.д.

Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.

Полезную мощность насоса определяют исходя из мощности гидронасоса с учетом потерь энергии при ее передаче от насоса к гидроцилиндру по формуле [1]:    NН_n = к_зу ×k_3v×  N_raB, (2)

где N_Hn - мощность насоса, кВт; к_зу - коэффициент запаса по усилию, k_3v = 1,1...1,2; k_3C - коэффициент запаса по скорости, к_зс= 1,1... 1,3; N_raB- мощность гидронасоса без потерь, кВт.

NН_n = к_зу× k_3v×  N_raB=1,2×1,2×18=25,9 кВт

 

3.2. Выбор насоса

Зная необходимую полезную мощность насоса, определяемую по формуле (2), и учитывая, что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью NН_n =рном× Q_H можно найти подачу и рабочий объем насоса по формулам[1]

Q_H=  (3)

q_H=  (4)

 

где N_Hn - мощность насоса, кВт; Q_H - подача насоса, дм/с, Q_H= q_Hn_H; р_ном - номинальное давление, МПа; q_H - рабочий объем насоса, дм (дм³/об); n_н - частота вращения вала насоса, с"¹ (об/с). (n_н = 1500 об/мин = 25 с^-1).

Для того, чтобы найти рабочий объем насоса по формуле (4), необходимо задаться частотой вращения вала насоса, которая зависит от типа приводного двигателя (двигатель внутреннего сгорания, электродвигатель и др.).

Для мобильных машин в качестве приводных двигателей насосов чаще всего используют дизели с номинальной частотой вращения 1500, 1600, 1700 об/мин и т.д.[1]

Q_H=

= =2,59 дм³/с

q_H= = =0,103 дм³

 

По расчетному рабочему объему и номинальному давлению гидропривода выбираем аксиально-поршневой нерегулируемый насос типа 310.112 [5]

 

Характеристики аксиально-поршневого  насоса 310.112:

1) Рабочий объем…………………………………………………..112 см³

2) Давление на выходе из насоса:

а) номинальное…………………………………………………20 МПа

б) максимальное………………………………………………..35 МПа

в) минимальное…………………………………………………1 МПа

3) Давление на входе в насос:

а) максимальное…………………………………………..……1,6 МПа

б) минимальное………………………………………………...0,07 МПа

4) Номинальный перепад  давления для гидромотора…………...20 МПа

5) Максимальное давление на входе  в гидромотор……………...35 МПа

6) Максимальное давление на выходе из гидромотора………….1,6 МПа

7) Максимальное давление дренажа………………………………0,08 МПа

8) Частота вращения:

а) номинальная……………………………………….…………1500 мин^-1

б) максимальная:

1. для гидромоторов  и насосов при максимальном давлении на входе………………………………………………….………………3000 мин^-1

2. для насосов при минимальном давлении на входе……..……2200 мин^-1

в) минимальная:

1. для насосов…………………………………………………….400 мин^-1

2. для гидромоторов……………………………………………..50 мин^-1

9) Номинальная подача насоса……………………………………..159,6 л/мин

10) Номинальный расход гидромотора……………………………177 л/мин

11) Крутящий момент гидромотора:

а) номинальный…………………………………………………..…342 кНм

б) страгивания…………………………………………………..…...288 кНм

12) Номинальная потребляемая мощность насоса……………….…...60,5 кВт

13) Коэффициент подачи (объемный КПД) насоса в номинальном режиме…………………………………………………………………...….0,95

 

14) Гидромеханический КПД гидромотора в номинальном режиме...0,96

15) Полный КПД в номинальном режиме…………………………...…0,92

16) Характеристика рабочей жидкости:

1. температура:

а) минимальная………………………………………………….……-40 ˚С

б) максимальная………………………………………………………+75 ˚С

2. класс чистоты рабочей жидкости………………………….…………12-14

3. номинальная тонкость фильтрации…………………………..……….25

17) Масса (без рабочей жидкости) не более…………………………….31кг

18) Температура окружающей среды (рабочая):

а) для исполнения У…………………………………………...-45…+40˚С

б) для исполнения Т……………………...……………………-10…+45˚С

в) для исполнения ХЛ……………………………………….…-60…+40˚С

По технической характеристике выбранного насоса производим 
уточнение действительной подачи насоса[1]: 

Q_HД= q_HД×nНД×ηоб,     (5)

где Q_HД - действительная подача насоса, дм³/с; q_HД - действительный рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об); nНД - действительная частота вращения вала насоса, n_нд = n_н, c^-1 (об/с); ηоб - объемный КПД насоса.

Действительная частота вращения вала насоса n_нд в формуле (5) может отличаться от номинальной частоты вращения вала насоса из его технической характеристики и берется равной частоте n _н, принятой в формуле (4).

Q_HД= q_HД×nНД×ηоб=0,112×25×0,95=2,66 дм³/с

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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 [1]:

d_p=

,   (6)

где d_p - расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_НД - действительный расход жидкости (подача насоса), дм³/с; V_ж -скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

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.

Для всасывающей гидролинии:

d_pвс=

= =0,053 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p вс} =53мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода d_вс= 63 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

d_pс=

= =0,041 м

 

По расчетному значению внутреннего  диаметра гидролинии d_{p сл} = 41 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода d_сл= 50 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

 

Для напорной гидролинии:

d_pс=

= =0,023 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p нап} = 23 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода d_нап= 25 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

 

Действительная скорость движения жидкости V_жд , м/с, определяется по формуле [1]:

,           (7)

где V_жд - действительное значение скорости движения жидкости, м/с; d - действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_HR - действительный расход жидкости, дм³/с.

Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:

 

Для напорной гидролинии:

 

 

 

 

 

 

3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя ЭО-4121А, [5]:

Таблица 1

Параметр	Значение
Число секций в одном  блоке	5
Давление на входе, МПа: номинальное максимальное допускаемое в сливной гидролинии	25 32 0,8
Расход рабочей жидкости, дм3/мин: номинальное максимальное	320 400
Максимальные утечки рабочей жидкости при номинальном давлении, см3/мин,не более: по зазорам между корпусом и золотником из рабочих полостей в сливную полость при нейтральной позиции золотника через обратные клапаны напорной и промежуточной секции	150 10
Изменение давления настройки  первичного предохранительного клапана при изменении расхода от минимального (10 дм3/мин) до номинального и изменении давления от 10 до 25 МПа, МПа, не более:	2,5
Сила необходимая для  перемещения золотника из нейтральной  позиции в рабочую при номинальном  давлении и расходе, Н, не более	350
Масса,кг	137

 

 

Два блока предохранительных  клапанов К2.20.03-010 [5]

 

Таблица 2

Параметр	Значение
Условный проход, мм: клапана гидрораспределителя	20 32
Максимальный расход рабочей жидкости, дм3/мин	400
Диапазон регулирования давления, МПа	5-31,5
Масса, кг	3,6

 

Основные параметры  дросселя с обратным клапаном 62800 [5]

 

Таблица 3

Параметр	Значение
Условный проход, мм:	25
Номинальный расход рабочей  жидкости, л/мин:	160
Давление, МПа: номинальное максимальное	32 35
Масса, кг	3,2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64-25, [5]:

 

Таблица 5

Параметр	Значение
Условный проход, мм	50
Номинальный расход через  фильтр, дм3/мин	250
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	18,2

 

 

 

 

В качестве рабочей жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), [5]:

 

Таблица 6

Параметр	Значение
Плотность при 20°С, кг/м3	865
Вязкость при 50°С, сСт	10
Температура застывания, °С	-60
Температура вспышки, °С	135

 

 

 

 

 

3.5 Расчет потерь давления  в гидролиниях

Потери давления в гидролинии определяют по формуле [1]

∆p=∆p_l + ∆p_м, (8)

где ∆p - потери давления в гидролинии, МПа; ∆p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; ∆p_м - потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяют по формуле [1]

 (9)

где l – длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс , для напорной l=l_нап+l_исп , для сливной l=l_сл+l_исп );∆p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; λ-коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси); l - длина гидролинии, м; d - внутренний диаметр гидролинии, м; V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; р-плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости, его определяют по формулам, рекомендуемым в гидравлике [1]:

а) для ламинарного режима (Re < 2320):

λ = 75/Re;    (10)

б) для турбулентного режима (Re >2320)

λ=

    (11)

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле [1]:

   (12)

 

где V_жд – 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 = 5355>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

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

 

 

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

 

 

Потери давления в  местном сопротивлении ∆p_м , МПа, определяются по формуле []:

   (13)

где ξ – коэффициент  местного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1) [4].

Тогда потери давления в гидролинии ∆p сосавят:

 

∆p=∆p_l + ∆p_м =0,00009+0,00124=0,00133 МПа

 

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (12):

 

Так как полученное число  Рейнольдса Re = 13550>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент  путевых потерь для турбулентного режима по формуле (11):

 

 

Определяем потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (9):

 

Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, по формуле (13), для дросселя ξ=2, для присоединетельного штуцера ξ=0,1[4]:

 

 

Определяем потери давления в напорной гидролинии ∆p , МПа, по формуле (8):   ∆p_нап=0,088+0,21=0,298 МПа

         

 

 

            Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (12):

 

 

Так как полученное число  Рейнольдса Re = 6750>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.