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:

 

ΔPв70 = (λв70·Lв / dв + Σζв·b)· ρ70· vв2/2 = (0,044·0,7/0,05+1,8·1)·867·1,052/2 =        (20)

= 1154,7 Па = 0,00115 Мпа

 

Число Рейнольдса для нагнетательного участка:

 

Reн70 = vнdн /ν70 = 2,56·0,032/1,96·10-5 = 4180 > 2300     

(режим турбулентный b = 1)

 

λн70 = 0,3164·Re-0.25 = 0,3164·4180-0,25 = 0,04

 

ΔPн70 = (λн70·Lн / dн + Σζн·b)· ρ70· vн2/2 = (0,04·6/0,032+5,2·1)·867·2,562/2 = 36080 Па = 0,036 Мпа

Число Рейнольдса для сливного участка:      

Reс70 = vсdс /ν70 = 1,64·0,04/1,96·10-5 = 3347 > 2300     

(режим турбулентный b = 1)

 

λс70 = 0,3164·Re-0.25 = 0,3164·3347-0,25 = 0,042

 

ΔPс70 = (λс70·Lс / dс + Σζс·b)· ρ70· vс2/2 = (0,042·7/0,04+2,2·1)·867·1,642/2 = 11135 Па = 0,0111 МПа

 

Суммарные потери давления в гидролинии при [tmax] = 70oC:

Σ ΔP70 = ΔPв70 + ΔPн70 + ΔPс70 = 0,00115 + 0,036 + 0,0111 = 0,048 МПа       (21)

Согласно ранее произведенным расчетам, развиваемое насосом номинальное давление (соответствующее номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля 1800 мин-1 или, с учетом передаточного числа привода насоса, 2624 мин-1 вала насоса) Pном = 19941 кПа = 19,941 МПа.

 

 

 

Механический КПД привода определяется по формуле:

 

ηм = ηм.н ηм.гр ηм.ц2 = 0,91·1·0,982 = 0,874,                      (22)

 

где ηм.н – механический КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов можно принимать 0,91); ηм.гр – механический КПД гидравлического распределителя, принимается 1,0; ηм.ц - механический КПД гидроцилиндра, в зависимости от давления в гидросистеме принимается в диапазоне 0,94…0,98 (при одновременной работе двух цилиндров бульдозера значение ηм.ц возводится в квадрат, трех цилиндров – в куб).

Объемный КПД гидропривода бульдозера (работают два цилиндра):

 

ηоб = ηоб.н ηоб.гр ηоб.ц2 = 0,94·1·0,992 = 0,921,                  (23)

 

где ηоб.н – объемный КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов можно принимать 0,92…0,94); ηоб.гр – объемный КПД гидрораспределителя, принимается 1,0; ηоб.ц - объемный КПД гидроцилиндра, принимается 0,98…0,99.

Таким образом, при предварительном проектировочном расчете условно принимаем, что механический и объемный КПД не зависят от температуры эксплуатации гидропривода. Их максимальные значения находим по данным табл. 17.

Согласно рекомендациям вместимость гидробака равна одноминутной подаче насоса (л) при номинальной частоте вращения приводного вала:

 

Vб = 1,0·123,3 = 123,3 л

 

Окончательно вместимость гидробака (л) выбираем по ГОСТ 12448-80 из следующего ряда: 40, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 320 и т. д. Окончательно принимаем вместимость гидробака:

 

Vб = 125 л = 125·0,001 = 0,125 м3

 

Площадь теплоотдачи бака (форма – параллелепипед):

 

 

Площадь теплоизлучающей поверхности гидропривода (бака, насоса, распределителя, гидроцилиндров и трубопроводов на всех участках гидролинии):

 

Sт.п = αб Sб, м2                             (25)

 

где αб – поправочный коэффициент, для бульдозеров αб = 2 (см. табл. П21).

Тогда площадь теплоизлучающей поверхности гидропривода:

 

Sт.п = 2·1,625 = 3,25 м2

Мощность тепловой энергии Nт.э, выделяемой гидроприводом в рабочем режиме при заданной максимальной температуре окружающей среды tmax = 43 оС:

 

Nт.э = (1- η70) Nном kн kд = (1 - 0,802)·40980·0,8·0,7 = 4544 Вт,              (26)

 

где η70 – общий КПД привода при максимальной допустимой температуре в гидросистеме бульдозера [tmax] = 70 oC; Nном – номинальная мощность насоса, Вт,

kн – коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, kн = 0,6…0,8 – для тяжелого режима; kд – коэффициент использования номинального давления,

kд = 0,5…0,7 (см. табл. П23).

Установившуюся температуру летней рабочей жидкости в гидроприводе при заданной температуре окружающей среды tmax = 43 оС находим по формуле:

 

tуст = Nт.э / (Sт.п k) + tmax = 4544/(3,25·10) + 43 = 182,8 оС,          (27)

 

где k = 10 Вт/м2· oC – коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду (для конструкционной стали), см. табл. П22

Если полученная по расчету установившаяся температура гидропривода tуст превышает максимально допустимую по условию нормальной эксплуатации

[tmax] = 70 oC, то в гидросистеме предусматривается жидкостный радиатор с принудительным (вентилятор) обдувом потоком воздуха (калорифер).

Площадь рабочей поверхности теплообменника определяется по формуле:

 

Sт = Nт.э / [(tуст- tmax) kт]- Sт.п k/ kт = 4544/[(70-43)·23]-3,25·10/23 = 5,9  м2,      (28)

 

где kт – коэффициент теплоотдачи теплообменника, Вт/м2· oC, kт = 20…23;

tуст – максимальная принимаемая температура гидропривода, т.е. tуст = 70 oC;

tmax – максимальная заданная температура окружающей среды, tmax = 43 оС.

Тип и геометрические размеры теплообменника (калорифера) выбираем по справочным данным (см. табл. П19).

Согласно ранее произведенным расчетам, выбираем калорифер, типоразмер которого КМ6-СК-2,01А.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.Раздел.          РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРОВ БУЛЬДОЗЕРА

 

Диаметр гидроцилиндра (поршня) находим по заданной величине силы полезного сопротивления Rп.с (для цилиндров подъема-опускания отвала бульдозера Ц1 и Ц2 – по 100 кН, для цилиндра перекоса отвала Ц3 – 60 кН) по формуле:

 

 

 

где ΔPн62 = (Pн62 – Pc) – перепад давления в каждом гидроцилиндре отвала бульдозера при работе под нагрузкой при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости в гидросистеме 62 оС; при расчете давления жидкости в сливном трубопроводе Pc можно принимать равным давлению срабатывания перепускного клапана (с учетом засорения фильтров), т.е.

Pc = Pc.кл = 0,2 МПа; тогда перепад давления ΔPн62 = 20,49 - 0,2 = 20,29 МПа;

ηгм.ц – гидравлический КПД цилиндра, выбираем из табл. 18 в зависимости от установившегося давления в гидросистеме: для давления Pн62 = 20,49 МПа принимаем значение коэффициента ηгм.ц = 0,96.

Диаметры цилиндров подъема-опускания отвала бульдозера:

 

 

 

 

Диаметр гидроцилиндра перекоса отвала (при таком же значении ΔPн62):

  

 

 

 

Корректируем диаметры цилиндра D и штока d с учетом рекомендуемых значений, приведённых в табл. 19.

Таблица 19

Рекомендуемые диаметры D и d гидроцилиндров                                

D,мм	50	60	70	80	90	100	100	125	140	160	180	200	220
d,мм	32	40	40	50	50	60	70	80	80	100	110	125	140

 

Окончательно принимаем следующие диаметры цилиндров:

D1,2 = 80 мм, d1,2 = 50 мм;

D3 = 60 мм, d3 = 40 мм

Усилие на штоке цилиндра (при выдвижении) определяется по формуле:

 

Fш1,2 = Pн62 ηгм.цπ D1,22 /4 = 20490·0,96·3,14·0,082/4 = 98,8 Н                     (30)

Fш3 = Pн62 ηгм.цπ D32 /4 = 20490·0,96·3,14·0,062/4 = 55,6 Н

 

 

Скорость штока в цилиндре (при выдвижении) определяется по формуле:

 

vшт.1,2 = 4Qн / πD1,2 = 4·0,002055/3,14·0,082 = 0,41 м/с                      (31)

vшт.3 = 4Qн / πD3 = 4·0,002055/3,14·0,062 = 0,73 м/с

 

 

5.Раздел.                         ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ

 

Допустимое минимальная толщина стенки силового гидроцилиндра из условия прочности на продольный разрыв под действием внутреннего давления P.

 

 

 

 

 

(32)

 

где D – внутренний диаметр цилиндра; [σр] – допускаемое напряжение материала цилиндра при растяжении (на продольный разрыв) под действием внутреннего давления P в Па. Для сталей 34Л принимаем по справочным данным [σр] = 180·106 Па, для 40Л - [σр] = 193·106 Па; μ – коэффициент поперечной деформации (к. Пуассона). Для сталей μ = 0,29.

Расчет на продольный разрыв прямых тонкостенных трубопроводов, нагружпемых внутренним давлением Pmax.

Производство по условия прочности:

 

σр = Pmaxdн/2δ =  ≤ [σр],                     (33)

 

где Pmax – максимальное давление в гидросистеме или давление срабатывания предохранительного клапана равное (1,2…1,3) Pном :

Pmax = 1,3Pном = 1,3·19,941 МПа = 25,9 МПа = 25,9·106 Па  ; dн – диаметр напора трубопровода; δ – толщина стенки трубопровода.

 

σр 1,2 = 25,9·106·0,032/2·0,045 = 9208889 Па = 9,21 МПа

σр 3 = 25,9·106·0,032/2·0,034 = 12188235,3 Па = 12,2 МПа