Гидропривод автокрана КС-2571А курсовой вариант 20

ГИДРОПРИВОД_КРАНА.docx

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
Поволжский государственный технологический университет
Кафедра транспортно-технологических машин
РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА И ПОДБОР ГИДРООБОРУДОВАНИЯ
Руководитель: доцент кафедры ТТМ
Задание на курсовую работу 2
Назначение и состав гидропривода крана. 4
Расчет потребляемой мощности и подбор насосов
Составление структурной гидравлической схемы крана
Выбор гидроаппаратуры ..
Выбор фильтра гидросистемы .
Расчет потерь давления в гидроприводе и КПД гидропривода ..
Выбор гидродвигателей
Составление принципиальной гидравлической схемы крана
Министерство образования и науки Российской Федерации
Кафедра транспортно-
технологических машин
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ
Студентугруппы зЭТМ-21
Разработать принципиальную гидравлическую схему привода механизмов крана стрелового: подъемаопускания стрелы выдвижения стрелы выносных опор поворота платформы.
1. Описать принцип действия схемы и назначение ее основных элементов.
2. Выполнить расчет гидропривода и подбор гидрооборудования.
1. Нагрузка на гидродвигателях:
- на гидроцилиндрах подъемаопускания стрелы Тс = 25·104 Н;
- на гидроцилиндре выдвижения стрелыТвыд.с = 8·103 Н;
- на гидроцилиндре каждой выносной опорыТопоры = 12·104 Н;
- на гидродвигателе поворота платформы Мпов = 96 Н·м;
2. Скорость перемещения поршней гидроцилиндров:
- подъемаопускания стрелы vс = 011 мс;
- выдвижения стрелы vвыд.с = 013 мс;
- выдвижения опоры vопоры = 03 мс.
3. Скорость поворота: платформы пов = 410 с-1;
4. Марка рабочей жидкости: ВМГЗ зимой МГ-30 летом.
5. Длина гидролиний:
- рабочих (каждой линии): подъемаопускания стрелы
- выдвижения стрелы
- поворота платформы
6. Коэффициенты местных сопротивлений:
- всасывающей гидролинии вс = 12;
- напорной гидролинии н = 30;
- рабочих гидролиний (на каждую линию):
- подъема стрелы стр. = 62;
- выдвижения стрелы выдв. = 50;
- выдвижения опоры опор. = 43;
- поворота платформы пов.= 37;
- сливной гидролинии(с учетом фильтра) сл = 75.
7. Температура окружающей среды: tо = +30ºС.
8. Прототип машины: КС 2571
1. Силы нагрузки действуют на гидроцилиндры при выдвижении штоков.
2. Ход поршней гидроцилиндров принимаются равными ходу поршней соответствующих гидроцилиндров прототипа.
3. Подъемопускание стрелы выдвижение стрелы и поворот платформы могут происходить одновременно.
4. Выдвижение выносных опор происходит по отдельности.
Материалы предъявляемые к защите:
Расчетно-пояснительная записка.
Руководитель курсовой работы:С. Л. Вдовин
Назначение и состав гидропривода крана
Кран КС-2571А грузоподъемностью 10т индивидуальным гидроприводом механизмов смонтирован на шасси грузового автомобиля ЗИЛ-130. Шасси оборудовано торсионным стабилизатором шарнирно-рычажным механизмом блокировки задней подвески с гидроприводом фиксации и поворотными выносными опорами устанавливаемыми с помощью гидропривода. Опорно-поворотное устройство роликовое.
Основным стреловым оборудованием крана КС-2571 является телескопическая стрела а крана КС-2571А-1 - выдвижная. В комплект сменного рабочего оборудования обеих машин входят стрелы с гуськом который на кране КС-2571А используют и как удлинитель.
Внешний вид машины и кинематическая схема представлена на рис. 1 и 2.
Рисунок 1 – Общий вид крана КС 2571
Рисунок 2 – Кинематическая схема крана КС 2571
На кране КС-2571А-1 гидронасос (рис. 2) приводится во вращение от коробки. Движение коробке передается от двигателя базового автомобиля через его сцепление коробку передач и карданный вал. Рабочая жидкость по трубопроводам поступает через вращающееся соединение на поворотную часть крана и далее к гидромоторам рабочих механизмов. Такой привод называется многомоторным с индивидуальным гидроприводом рабочих механизмов. Гидравлический привод в кране КС-2571А-1 выполнен по открытой однонасосной схеме. Поток рабочей жидкости от насоса через двухпозиционный гидрораспределитель направляется либо к гидрораспределителю и через него к гидроцилиндрам 2 3 выносных опор и механизма блокировки рессор либо через вращающееся соединение (центральный коллектор) к гидрораспределителю (для привода крановых механизмов). От гидрораспределителя поток рабочей жидкости направляется к гидромотору грузовой лебедки к гидроцилиндру стрелового механизма к гидромотору механизма поворота платформы. Гидравлическая схема позволяет осуществлять следующие совмещения рабочих операций: подъем (опускание) стрелы с поворотом поворотной части; выдвижение стрелы с поворотом поворотной части.
Расчет потребляемой мощности и подбор насосов
Выбор насосов гидросистемы осуществляется по потребляемой мощности гидроприводов зависящей от сил нагрузки и скорости выходных звеньев а также давления в гидросистеме.
1. Предварительный выбор типов насосов проводится по марке рабочей жидкости и рабочему давлению в гидросистеме. В свою очередь рабочее давление определяется назначением машины.
Поскольку в качестве прототипов используются кран КС 2571 в соответствие с рекомендациями [1 стр. 264] выбираем давление 16 МПа. Для этих значений и для марки рабочей жидкости ВМГЗ и МГ-30 предварительно назначается тип насосов – аксиально-поршневые.
2. Потребляемая мощность насоса гидропривода поступательного движения определяется по формуле [1 3]:
где Т – усилие на выходном звене Н
V – скорость движения выходного звена мс;
kзу kзс - коэффициент запаса по усилию и по скорости соответственно. kз.у учитывает потери давления в гидродвигателях гидролиниях и гидроаппаратуре а также потери на трение и действие сил инерции [3]. kз.с учитывает объемные потери в гидроприводе. Рекомендуемые значения коэффициентов kз.у = 11 12; kз.с = 11 13.
Потребляемая мощность насоса гидропривода вращательного движения [3]:
где М – момент нагрузки на гидродвигателе Н·м;
– угловая скорость гидродвигателя радс.
В приведенном примере потребляемые мощности гидроприводов (формулы 1 и 2):
Различия полученных значений:
3. Число насосов выбирается следующим образом: 1) При одновременной работе гидроприводов различные по мощности потоки подключаются к разным насосам; от одного же насоса могут питаться гидроприводы мощности которых близки по значению. Если полученные по формулам (1 – 5) значения мощностей существенно различаются (более чем на 10% от меньшего значения) для этих гидроприводов назначают отдельные насосы. Для гидроприводов мощности которых близки по значению (различие 8 ±10%) назначается один общий насос эффективная мощность которого равна сумме мощностей этих приводов.
) Гидроприводы работающие отдельно от остальных допускается подключать к одному из насосов эффективная мощность которого близка к потребляемой мощности этих гидроприводов. К ним относятся гидроприводы выносных опор и блокировки рессор крана.
По результатам расчетов получается что близкими по значению являются мощности: операции поворота платформы и выдвижения выносных опор.
Мощность же насоса подъема стрелы существенно отличается от мощности насоса выдвижения стрелы. Поэтому назначаем общие насосы для гидроприводов поворота платформы и выдвижения опор. Отдельный насос назначаем для подъема стрелы и выдвижения стрелы. Обозначаем насосы соответственно Н1 Н2 Н3.
Требуемые эффективные мощности насосов:
-насос для привода подъемаопускания стрелы
-насос для привода выдвижения стрелы
-насос для привода поворота платформы и выдвижения опор
4. Рассчитываем требуемый рабочий объем насосов по эффективной мощности частоте вращения двигателя машины и номинальному давлению:
где nдв – частота вращения двигателя обмин;
рнi – давление в i-м гидроприводе МПа.
5. Выбирается тип насоса и ближайшее большее к расчетному значение рабочего объема.
В нашем примере: для давления 16 МПа и марок рабочей жидкости ВМГЗ и МГ-30 назначается тип насосов – аксиально-поршневые. Согласно таблице характеристик [4] ближайшими к qн1’ qн2’ и qн3’ значениями потребляемой мощности обладают насосы Bosch-Rexroth A2FO (90 см3об) (5 см3об) и (125 см3об).
6. Если частота вращения приводного двигателя превышает номинальную частоту вращения насоса привод осуществляют через понижающую передачу.
Окончательно назначаем следующие типоразмеры насосов:
) Для привода стрелы и рукояти – насос Bosch-Re н2=09; об.н2=095. Приводится в действие напрямую от двигателя машины. Обозначение на схеме – Н1.
) Для привода выдвижения стрелы – насос Bosch-Re н2=09; об.н2=095. Приводится в действие напрямую от двигателя машины. Обозначение на схеме – Н2.
) Для привода поворота платформы и опор – насос Bosch-Re н2=09; об.н2=095. Приводится в действие напрямую от двигателя машины. Обозначение на схеме – Н3.
7. Определяем подачу и эффективную мощность выбранных насосов [1 стр. 294].
-насос для привода поворота платформы и опор
Эффективная мощность для насосов вычисляется по формуле
Разработка структурной гидравлической схемы
Структурная гидравлическая схема гидропривода крана составляется на основе схемы гидроприводf крана КС 2571 [1 стр. 94] и представлена на рисунке 1. Подъем и опускание стрелы осуществляется одним двуполостными одноштоковым гидроцилиндром Ц1. Выдвижение стрелы приводится в движение двуполостным одноштоковым гидроцилиндром Ц2. Опускание и подъем выносных опор (аутриггеров) осуществляется гидроцилиндрами Ц3 и Ц4. Для привода поворота платформы назначается гидромотор М1.
Согласно заданию необходимо обеспечить одновременный подъем (опускание) стрелы и выдвижение стрелы поворот платформы с сохранением их поочередной работы. Решением данной задачи может служить подключение гидроцилиндров и гидромотора к насосам с помощью секционных распределителей.
Гидроцилиндр подъема стрелы Ц1 подключаем к насосу Н1 посредством односекционного распределителя Р1 содержащего рабочую секцию Р1.2 напорную Р1.1 и сливную Р1.3 секции.
Рисунок 1 – Схема структурная гидравлическая крана:
Н1 – насос A2FO 90 Н2 – насос A2FO 5 Н3 – насос A2FO 125; Р1 Р2 Р3 – распределители секционные; Р1.1 Р2.1 Р3.1 – напорные секции Р1.2 – рабочая секция стрелы Р1.3 – сливная секция Р2.2 – рабочая секция выдвижения стрелы Р3.2 – рабочая секция поворота платформы Р3.3 Р3.4 – рабочая секция выдвижения опоры Р1.3 Р2.3 Р3.5 – сливные секции; БПК1 – блок предохранительных клапанов; ЗМ1 – гидрозамок; ТР1 – тормозной клапан; Ц1– гидроцилиндр стрелы; Ц2 – гидроцилиндр выдвижения стрелы; Ц3 Ц4 – гидроцилиндр опоры; М1 – гидромотор поворота платформы Ф – фильтр; Б – гидробак
Гидроцилиндр Ц2 выдвижения стрелы подключаем к насосу Н2 посредством односекционного распределителя Р2 содержащего рабочую секцию Р2.2 напорную Р2.1 и сливную Р2.3 секции.
Гидромотор М1 поворота платформы и гидроцилиндры Ц3 иЦ4 выдвижения опор присоединяем к насосу Н3 через трехсекционный распределитель Р3 с рабочими секциями Р3.2 Р3.3 и Р3.4 напорной Р3.1 и сливной Р3.5 секциями.
Для защиты рабочих гидролиний и полостей гидроцилиндров подъемаопускания стрелы и выдвижения стрелы от превышения давления а гидромоторов поворота платформы – также и от кавитации при движении по инерции устанавливаем блоки перепускных клапанов БПК1 перед гидромотором М1 а в рабочих гидролиниях гидроцилиндров Ц1 Ц2 и блоки тормозных клапанов ТК1 и ТК2. Для предотвращения падения стрелы при обрыве гидролиний перед гидроцилиндрами Ц1 и Ц2 а также для предотвращения самопроизвольного опускания опор для Ц3 и Ц4 устанавливаем гидрозамки ЗМ1 – ЗМ4.
Для хранения и охлаждения рабочей жидкости в гидросистеме предусмотрен гидробак Б. Для очистки рабочей жидкости поступающей в гидробак в общей сливной гидролинии установлен фильтр Ф.
Выбор гидроаппаратуры
1. Выбор гидрораспределителей
В соответствии с предварительно составленной гидравлической структурной схемой выбираем 3 секционных распределителя. Для гидропривода стрелы с давлением 16 МПа назначаем секционный распределитель состоящий из одной рабочей секций напорной и сливной секции. По таблице 39 [1 стр. 215] для расхода равного подаче насоса Н1 (145 лмин) назначаем распределитель Р-25 с условным проходом 25 мм номинальным расходом 160 лмин номинальным давлением 20 МПа и максимальным числом рабочих секций 7.
Выбор секций распределителя Р-25 осуществляем по таблице 41 (стр. 216 – 219) и соответствующей схеме на рисунках 71 (стр. 211 – 213). В качестве напорной выбираем секцию 20 (рис. 71а) с обратным и предохранительным клапанами. В качестве рабочих назначаем секции 05 (рис. 71к на стр. 212) с трехпозиционными золотниками и блоками вторичных предохранительных клапанов. В качестве сливной назначаем секцию 30 (рис. 71х на стр. 213) обеспечивающую слив жидкости в гидробак.
Для гидропривода выдвижения стрелы с давлением 16 МПа и расходом равным подаче насоса Н2 (8 лмин) по таблице 39 [1 стр. 215] назначаем распределитель Р-20 с номинальным давлением 20 МПа и расходом 100 лмин одной рабочей секцией 05 напорной секцией 20 и сливной 30.
Для гидропривода поворота платформы и опускания опор с расходом равным Qн3 (201 лмин) назначаем секционный распределитель Р-32 с в составе: напорная секция 20; рабочие секции 01 с трехпозиционными золотниками; сливная секция 30.
2. Выбор тормозного клапана
Тормозной клапан устанавливается в гидроприводе подъема и выдвижения стрелы и предназначен для предотвращения возникновения кавитации при действии попутных нагрузок. Выбор тормозного клапана производится по номинальному расходу и давлению в гидроцилиндрах. Для давления 16 МПа и расхода 145 лмин по таблице 58 [1 стр. 239] выбираем клапан тормозной 63200 с номинальным расходом 160 лмин и номинальным давлением 32 МПа. Для гидропривода выдвижения стрелы выбираем аналогичный тормозной клапан.
Гидрозамок устанавливается перед поршневой полостью гидроцилиндров Ц1-Ц4 с подключением линии гидроуправления к штоковой полости и предназначен для надежного запирания жидкости в гидроцилиндрах при нейтральном положении распределителя. Выбор гидрозамка производится аналогично тормозному клапану. Поскольку гидрозамок установлен только перед одной полостью Ц1-Ц4 выбираем тип замка – односторонний. Кроме того гидрозамок по схеме на рисунке 1 подключен между гидроцилиндром Ц1 Ц2 и тормозным клапанами ТК1 ТК2 поэтому выбираем гидрозамок разгруженного типа. Для давления 16 МПа и расхода Qн2 = 145 лмин 8 лмин по таблице 52 [1 стр. 231] назначаем односторонний разгруженный гидрозамок 61800 и 61600 с номинальным давлением 25 МПа расходом жидкости 160 лмин и 63 лмин условным проходом 16 мм.
4. Выбор блоков перепускных и подпиточных клапанов
Блоки перепускных и подпиточных (обратно-предохранительных) клапанов предназначены для защиты гидромоторов поворота платформы от недопустимого повышения давления и кавитации при движении по инерции. Выбор клапанов производится по номинальному расходу и диапазону давлений настройки. Для расхода равного Qн3=201 лмин и номинального давления 20 МПа по таблице 57 [1 стр. 237] выбираем блок клапанов 63700 с номинальным расходом 250 лмин и диапазоном давлений 5 32 МПа.
Выбор фильтров гидросистемы
Выбор фильтра осуществляется по номинальному потоку жидкости и требуемой номинальной тонкости фильтрации. Поскольку гидросистема имеет три насоса обеспечивающих работу шести гидродвигателей то фильтр установлен в общей сливной магистрали. В связи с этим выбираем фильтр по суммарной подаче насосов Н1 – Н3.
Расход потока жидкости проходящей через фильтр равен:
По таблице 64 [1 стр. 252] выбираем 3 параллельно установленных линейных фильтра 1.1.32–25И с индикатором загрязнения суммарным номинальным расходом 300 лмин и номинальным давлением 063 МПа.
Расчет потерь давления в гидроприводе и КПД гидропривода
1. Выбор диаметра гидролиний
Внутренний диаметр гидролиний (рукавов и трубопроводов) рассчитывается по значениям расхода и допустимой скорости жидкости.
Принимаем допустимые значения скорости потока в гидролиниях [1 стр. 272]:
- в напорной и рабочих: 4 мс;
- во всасывающей: 1 мс.
Внутренние диаметры гидролиний м определяются по формуле:
где Q – расход жидкости м3с;
vдоп – допустимая скорость жидкости мс.
Расходы в напорных гидролиниях насосов Н1 Н2 и Н3 различны. Для учебного проектирования рассчитываются диаметры напорных рабочих и всасывающих гидролиний с наибольшим расходом (в данном случае это напорная гидролиния насоса Н3). Диаметр сливных гидролиний определяется по суммарной подаче всех насосов Н1 – Н3 поскольку слив является общим.
Расчетный диаметр напорных и рабочих гидролиний:
Расчетный диаметр всасывающих гидролиний:
Расчетный диаметр сливных гидролиний:
По таблице 16 [1 стр. 38] выбираем диаметры условного прохода гидролиний:
- напорных и рабочих
Уточняем скорость жидкости в гидролиниях:
2. Расчет потерь давления в напорных рабочих и сливной гидролиниях
Потери давления в гидролиниях ΣΔР складываются из путевых потерь (по длине трубопроводов) ΣΔРп и местных потерь (изменение сечения и направления потока) в гидроаппаратуре ΣΔРм:
В рассчитываемой гидросистеме крана наибольшей является суммарная протяженность гидролиний поворота платформы и выдвижения опор поэтому расчет потерь ведем для этого привода.
2.1 Расчет потерь давления для жидкости ВМГЗ
Согласно диаграмме [1 стр. 137 рис. 41] кинематическая вязкость рабочей жидкости ВМГЗ при +30°С равна: ж =20·10-6 м2с. Плотность жидкости ВМГЗ согласно диаграмме [1 стр. 135 рис. 40] при +30°С равна: ρ =840 кгм3.
Число Рейнольдса для потоков в гидролиниях равно:
- в напорной и рабочих:
- в сливной гидролинии: .
Значения Re соответствуют турбулентному течению жидкости. Для этого режима коэффициенты трения определяем по формулам [1 стр. 274]:
Полученные значения λн λзх λсл подставляем в формулу (11):
По диаграмме [1 стр. 275 рис. 90] для значений Re 6672 и 5953 принимаем коэффициенты b: bн = bзх = 1 bсл = 1.
Выбранные поправочные коэффициенты b и коэффициенты местных сопротивлений подставляем в формулу (12):
Суммарные потери давления равны:
Результаты расчета заносим в таблицу 1.
Таблица 1 – Результаты расчета потерь давления для масла ВМГЗ при +30°С
2.2 Расчет потерь давления для жидкости МГ-30
Согласно диаграмме [1 стр. 137 рис. 41] кинематическая вязкость рабочей жидкости МГ-30 при +30°С равна: ж =70·10-6 м2с. Плотность жидкости МГ-30 согласно диаграмме [1 стр. 135 рис. 40] при +30°С равна: ρ =870 кгм3.
Значения Re соответствуют ламинарному течению жидкости. Для этого режима коэффициенты трения определяем по формулам [1 стр. 274]:
По диаграмме [1 стр. 275 рис. 90] для значений Re 1906 и 1701 принимаем коэффициенты b: bн = bзх = 15; bсл = 175.
Результаты расчета заносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Результаты расчета потерь давления для масла МГ-30 при +30°С
3. Расчет КПД гидропривода крана
КПД определяем для гидропривода в котором рассчитывались потери давления. Общий КПД равен произведению гидромеханического и объёмного КПД:
В свою очередь гидромеханический КПД гидропривода поворота платформы рассчитываем как произведение механического КПД распределителя и гидроцилиндра опоры гидромотора гидравлического КПД и гидромеханического КПД насоса:
Гидравлический КПД определим по наибольшим суммарным потерям давления (то есть для жидкости МГ-30) [1]:
где рн=рн1=рн2=рн3 – давление в гидроприводе МПа.
Механический КПД определяется для последовательно установленных распределителя Р2 и гидроцилиндра Ц4 [1]:
Механический КПД распределителей мех.р = 1 [1 стр. 283]. Механический КПД гидроцилиндра принимаем равным гидромеханическому; при давлении 16 МПа: мех.ц= г.м.ц = 096 [1 стр. 191].
Тогда механический КПД гидропривода:
Объемный КПД так же рассчитываем для гидропривода опускания опоры:
Объемный КПД об.н2 для насоса Н3 равен 095.
Значения объемного КПД распределителя об.р и гидроцилиндра об.ц принимаем равными 1 поскольку утечки в гидроаппаратуре и гидроцилиндрах намного меньше потерь в насосах и при расчетах ими можно пренебречь [1].
Тогда объемный КПД гидропривода равен:
Гидромеханический КПД гидропривода:
Общий КПД гидропривода:
Результаты расчетов заносим в таблицу 3.
Таблица 3 – Результаты расчета КПД гидропривода при +30°С
Расчет и подбор гидродвигателей
1. Выбор гидроцилиндров
Выбор размеров гидроцилиндров – диаметра гильз цилиндров и штоков –
производится по коэффициенту мультипликации усилию на штоке и давлению в гидроприводе по скорости выдвижения штока и расходу жидкости в гидроприводе.
В соответствии со структурной схемой на рисунке 1 при рабочем ходе поршневые полости гидроцилиндров Ц1 – Ц4 подключаются к соответствующим насосам Н1-Н3. При рабочем ходе штоки гидроцилиндров выдвигаются (то есть жидкость подается в поршневую полость) следовательно выбираем значение с = р = зх = 165.
Требуемая по усилию суммарная площадь поршневых полостей гидроцилиндров Ц1 м2:
Для гидроцилиндра подъема стрелы
Требуемая по скорости суммарная площадь поршня Ц1 равна м2:
Среднее значение площади гидроцилиндров м2:
Расчетный диаметр гильзы гидроцилиндра Ц1 определяем по известной формуле:
где zс = 1 – число гидроцилиндров стрелы.
По таблице 36 [1 стр. 195] выбираем диаметр гильзы гидроцилиндра Ц1 Dс = 160 мм. В соответствии с рекомендациями [1 стр. 190] принимаем значение с = кв = 165. По таблице 36 [1 стр. 195] диаметр штока гидроцилиндра Ц1 dс = 100 мм Fс=002 м2 fс=00121 м2.
Требуемая по усилию площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц2 выдвижения стрелы м2:
Требуемая по скорости площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц2 выдвижения стрелы м2:
Среднее значение площади гидроцилиндра м2:
Расчетный диаметр гильзы гидроцилиндра Ц2:
По таблице 36 [1 стр. 195] выбираем диаметр гильзы гидроцилиндра выдвижения стрелы Ц2 Dв = 32 мм. В соответствии с рекомендациями [1 стр. 190] принимаем значение с = кв = 165. По таблице 36 [1 стр. 195] диаметр штока гидроцилиндра Ц2 dс = 20 мм Fс=00008 м2 fс=000048 м2.
Требуемая по усилию площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц3 Ц4 опоры м2:
Требуемая по скорости площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц3 Ц4 опоры м2:
Расчетный диаметр гильзы гидроцилиндра Ц3 Ц4:
По таблице 36 [1 стр. 195] выбираем диаметр гильзы гидроцилиндров Ц3 и Ц4 Dс = 125 мм. В соответствии с рекомендациями [1 стр. 190] принимаем значение с = кв = 165. По таблице 36 [1 стр. 195] диаметр штока гидроцилиндров Ц3 и Ц4 dс = 80 мм Fс=00122 м2 fс=00074 м2.
2. Выбор гидромоторов поворота платформы
Выбор гидромоторов производим по требуемому крутящему моменту и угловой скорости.
Требуемый по крутящему моменту рабочий объем гидромотора М1 поворота платформы:
Требуемый по угловой скорости рабочий объем гидромотора М1:
Среднее значение расчетного рабочего объема:
По каталогу [4] выбираем гидромотор поворота платформы A2FM63 Bosch-Rexroth с рабочим объемом 63 см3об номинальным давлением 40 МПа номинальным крутящим моментом 400 Н·м максимальной угловой скоростью 8373 радс.
Поскольку номинальное давление в гидроприводах 16 МПа меньше номинального давления гидромоторов (40 МПа) проверяем развиваемый ими крутящий момент:
Крутящий момент превышает заданное значение на 100·(142-90)90=57% у гидромотора поворота платформы
Для снижения крутящего момента ограничиваем давление в гидроприводах поворота платформы и поворота захвата значениями:
Данное значение служит для настройки блоков перепускных и подпиточных клапанов БОПК (рисунок 1).
Принципиальная гидравлическая схема крана составляется на основе структурной схемы представленной на рисунке 1 в которой упрощенные обозначения элементов заменяются подробными схемами отражающими их состав и принцип действия.
Составленная схема приведена на рисунке 3.
Условные обозначения на схеме:
М – двигатель крана; Н1 – насос A2FO 90; Н2 – насос A2FO 5; Н3 – насос A2FO 125; Р1 – распределитель Р-25; Р1.1 – напорная секция 20; Р1.2 – рабочие секции 05; Р1.3 – сливная секция 30; Р2 – распределитель Р-20; Р2.1 – напорная секция 20; Р2.2 – рабочая секция 01; Р2.3 – сливная секция 30; Р3 – распределитель Р-32; Р3.1 – напорная секция 20; Р3.2 Р3.4 – рабочие секции 01; Р3.5 – сливная секция 30; БКК1 – блок перепускных и подпиточных клапанов 63600; Ц1 – гидроцилиндр 160х100 Ц2 – гидроцилиндр 32х20; Ц3 Ц4 – гидроцилиндры 125х80; М1 – гидромотор ТК – клапан тормозной 62900; ЗМ1 – гидрозамок; Ф1 – фильтр 1.1.32–25И; Б – гидробак.
Рисунок 3 – Схема гидравлическая принципиальная крана
Насос Н1 приводится в действие от двигателя М крана напрямую; валы насосов Н2 и Н3 также вращаются от двигателя без понижения. Гидроцилиндр Ц1 подъема стрелы подключен к насосу Н1 через секционный распределитель Р1. Гидроцилиндр Ц2 выдвижения стрелы и питается от отдельного насоса Н2 через секционный распределитель Р2. Гидромотор поворота платформы М1 и гидроцилинры опускания опор Ц3 и Ц4 подключены к насосу Н3 через секционный распределитель Р3. Напорные секции Р1.1 Р2.1 и Р3.1 снабжены предохранительными клапанами настроенными на давление 16 МПа. Обратные клапаны в напорных секциях предотвращают обратный слив жидкости из гидросистемы через насосы в гидробак Б1.
Рабочие секции Р1.2 Р1.3 Р2.2 Р3.2 и Р2.3 содержат трехпозиционные 7-линейные золотники с ручным управлением и пружинным центрированием. Поскольку стрела и секции стрелы крана обладают значительной инерционностью секции Р1.2 и Р1.3 дополнительно снабжены блоками предохранительных клапанов служащих для защиты гидроцилиндров и их рабочих гидролиний от перегрузок при переводе золотников в нейтральную позицию. Аналогичную функцию выполняют блоки перепускных и подпиточных клапанов БКК1 установленные перед гидромотором М1 поворота платформы. Помимо защиты М1 и его рабочей гидролинии от инерционных перегрузок БПК1 также предотвращают кавитацию в напорных полостях гидромотора.
Для предотвращения падения стрелы в случае обрыва гидролинии служит тормозной клапан с гидрозамком создающий подпор в поршневых полостях Ц1 и Ц2 при вытеснении из них жидкости.
Гидрозамок ЗМ1 служит для запирания жидкости в поршневой полости гидроцилиндра Ц3 и Ц4 после перевода золотника Р2.2 в нейтральную позицию благодаря чему обеспечивается надежный упор для пор крана.
Гидросистема крана работает следующим образом.
Рабочая жидкость подается насосами Н1 Н2 и Н3 к соответствующим распределителям Р1 – Р3. В исходном состоянии поток жидкости перетекает через переливные каналы секций распределителей через фильтр Ф1 в гидробак Б. При перемещении золотника секции Р1.2 вниз переливной канал перекрывается и жидкость от насоса Н1 через обратный клапан секции Р1.1 и каналы золотника подается по левой рабочей гидролинии через тормозной клапан в поршневые полости гидроцилиндров Ц1 и Ц2. Происходит выдвижение их штоков и подъем стрелы крана. Из штоковых полостей Ц1 и Ц2 жидкость по правой рабочей гидролинии проходит в каналы золотника Р1.2 и далее через нижний сливной канал секций Р1.3 – Р1.4 – в сливную гидролинию.
При переводе золотника Р1.2 из нижней позиции в нейтральную рабочие гидролинии гидроцилиндров Ц1 и Ц2 отсекаются от распределителя Р1. Поскольку стрела продолжает движение вниз по инерции объем поршневых полостей Ц1 и Ц2 уменьшается и жидкость в них сжимается; в штоковых же полостях вследствие увеличения их объема образуется разрежение. В этом случае открывается левый (по схеме) перепускной клапан секции Р1.2 и жидкость из поршневой полости перетекает по пути: «левая рабочая гидролиния – левый перепускной клапан – правая рабочая гидролиния – штоковые полости Ц1 и Ц2». За счет этого предотвращаются разрушение уплотнений и возникновение кавитации в гидроцилиндрах. Аналогично срабатывает правый перепускной клапан при переводе золотника Р1.2 из верхней позиции в нейтральную.
Работа гидроприводов поворота и выставления опор происходит аналогично. Особенностью гидропривода опускания опор является наличие гидрозамка ЗМ1 на входе в поршневую полость Ц3 и Ц4. При смещении золотника Р2.2 вниз жидкость свободно поступает через открывшийся гидрозамок в гидроцилиндр происходит выдвижение штока и выставление опоры. После возврата золотника Р2.2 в нейтральное положение клапан гидрозамка закрывается усилием пружины и жидкость оказывается запертой в поршневой полости Ц4. Для разжима захвата золотник Р2.2 смещают вверх. Давление подается в штоковую полость Ц4 и в линию гидроуправления гидрозамка ЗМ1 принудительно открывая последний. Жидкость из поршневой полости Ц4 через ЗМ1 проходит к секции Р2.2 и далее – на слив.
Работа гидроприводов поворота с гидромоторами М1 и М2 происходит аналогично работе гидропривода стрелы. Особенностью схемы здесь является наличие отдельных блоков предохранительных и подпиточных клапанов БКК1 [3]. Помимо перепускных блоки снабжен подпиточными обратными клапанами каждый из которых пропускает поток жидкости из общей сливной магистрали к отсеченной от распределителя Р3 полости гидромотора в которой из-за поворота платформы (захвата) по инерции возникло разрежение. Левый по схеме подпиточный клапан (рисунок 4 [4]) открывается при разрежении в линии А1 правый – при разрежении в линии В1. Подпитка жидкостью происходит из сливной магистрали гидросистемы через линию Т.
Каверзин С.В. Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин: Учеб. пособие С.В. Каверзин. – Красноярск: ПИК «Офсет» 1997. – 384 с.