Объемный гидропривод экскаватора траншейного роторного

записка(final).docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«БЕЛОРУССКО-РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
«Строительные дорожные подъемно-транспортные машины и оборудование»
По дисциплине «Гидравлика гидропривод и гидромашины»
Объемный гидропривод экскаватора траншейного роторного
Выбор гидродвигателей по заданным нагрузкам
1 Выбор номинального давления4
2 Расчет гидроцилиндров4
3 Расчет гидромоторов6
4 Подбор гидронасоса7
5 Выбор рабочей жидкости8
Расчет потерь давления в гидросистеме
1 Расчет диаметров труб10
2 Расчет потерь на трение по длине трубопроводов12
3 Расчет потерь давления в местных сопротивлениях15
4 Подбор гидроаппаратов и определение потерь давления в них18
Проверочный расчет гидропривода. Определение КПД
1 Проверочный расчет гидропривода21
2 Расчет мощности и КПД гидропривода22
3 Тепловой расчет гидропривода24
Список использованных источников31
Объемный гидропривод благодаря своим преимуществам стал неотъемлемой частью подавляющего большинства современных машин: экскаваторов бульдозеров автокранов автогрейдеров погрузчиков и др. Более 80 % всех строительно-дорожных машин имеют гидропривод. Он применяется для привода рабочего оборудования колесного или гусеничного движителя рулевого управления вспомогательного оборудования и т. д.
Расчет объемного гидропривода при курсовом проектировании способствует закреплению теоретических знаний студентов развивает практические навыки самостоятельной работы при выполнении расчетов оформлении чертежей и составлении текстовых конструкторских документов.
Объектами проектирования являются объемные гидроприводы экскаваторов погрузчиков скреперов бульдозеров автогрейдеров самоходных стреловых кранов самоходных катков и других машин.
Главными задачами при курсовом проектировании являются расчет основных параметров объемного гидропривода по заданным условиям и на его основе разработка принципиальной гидравлической схемы обеспечивающей выполнение машиной технологических операций.
Применение ЭВМ в учебном процессе позволяет в значительной степени облегчить расчеты при проектировании сократить время на выполнение и повысить их качественный уровень.
1 Выбор номинального давления
В настоящее время для увеличения производительности и снижения металлоемкости машин применяемых при производстве строительно-дорожных работ требуется повышать рабочее давление жидкости в гидросистеме. Мы для расчетов принимаем давление Рном= 20 МПа. Для предварительных расчетов перепад давления принимают на 10 – 20 % меньшим чем выбранное номинальное давление т.е. =2009=18 МПа.
Для дальнейших расчетов принимаем расчетную схему:
Рисунок 1.1 – Принципиальная схема ЭТР
2 Расчет гидроцилиндров
Мы применяем гидроцилиндры с односторонним выходом штока. Расчетный диаметр гидроцилиндра D с односторонним штоком определяется в зависимость от схемы его нагружения. Для предварительных расчетов можно использовать формулы:
– при выталкивании штока когда рабочая жидкость подается в поршневую полость гидроцилиндра
– при втягивании штока когда рабочая жидкость подается в штоковую полость гидроцилиндра
где Pвыт – заданное усилие вытакивания;
Pвт – заданное усилие втягивания;
PЦ – перепад давления на гидроцилиндре;
– механический КПД гидроцилиндра = 095;
– коэффициент мультипликации принимаемый по ОСТ 22-1417-79;
В нашей схеме имеем 2 спаренных гидроцилинра работающих только на выталкивание (Pвыт = 75кН на каждый).
При расчете гидроцилиндра на выталкивание используем формулу 1.1. Принятое значение округляем до ближайшего стандартного.
Принимаем диаметр гидроцилиндра D=80 мм. Условное обозначение гидроцилиндра 1.20.1.У-8050800
Максимальный расход жидкости необходимый для обеспечения заданной скорости движения штока V=009 мс при выталкивании штока будет равен:
где Q – расход жидкости при выталкивании штоков гидроцилиндров;
z – число параллельно установленных и одновременно работающих гидроцилиндров;
3 Расчет гидромоторов
Требуемый рабочий объем гидромотора определяется по формуле:
где М- заданный крутящий момент на валу гидромотора;
P- перепад давления на гидромоторе P =18 МПа;
об - объемный КПД гидромотора об=092.
Требуемый рабочий объем для гидромотора привода хода
Принимаем гидромотор с ближайшим рабочим объемом рассчитанный на принятое номинальное давление. Подходит гидромотор 310.20 с рабочим объемом qM=56 см3 объемным КПД ОМ =0955.
Для обеспечения заданной частоты вращения nм=2=2202314=35 с-1 гидромотора необходимо обеспечить расход жидкости определяемый по формуле:
где nM- частота вращения гидромотора;
ОМ- объемный КПД гидромотора.
Требуемый рабочий объем для гидромотора привода ротора
Принимаем гидромотор с ближайшим рабочим объемом рассчитанный на принятое номинальное давление. Подходит гидромотор 313.20 с рабочим объемом qM=28 см3 объемным КПД ОМ =0955.
Для обеспечения заданной частоты вращения nм=2=1052314=167 с-1 гидромотора необходим расход
4 Подбор гидронасоса
Подбираем насос для первого контура (для питания гидроцилиндров и гидромотора привода ротора).
Определим требуемую подачу насоса исходя из максимального расхода жидкости в контуре. Из расчетов видно что максимальный расход
Qmax = 09 10-3 м3с требуется при подаче рабочей жидкости в поршневые полости гидроцилиндров.
Для выбора насоса используем формулу
где QMAX – максимальный расход;
– требуемый рабочий объем насоса;
n – частота вращения привода насоса n=25 с-1 .
С учетом расчета принимаем насос нерегулируемый аксиально-поршневой типа 310.20 с рабочим объемом q=56 см3 объемным КПД ОН =096.
Проверяем действительную подачу насоса идущую на запитку одного контура.
где qн – рабочий объем выбранного насоса;
– объемный КПД насоса.
При qн =56 см3 имеем
Подбираем насос для второго контура.
Qмах=20510-3 требуется при подаче рабочей жидкости в гидромотор привода
Для выбора насоса используем формулу 1.6. Принимая nH=20 с-1 и с учетом того что =096 получим
С учетом расчета принимаем насос нерегулируемый аксиально-поршневой типа 310.25 с рабочим объемом q=112 см3 объемным КПД ОН =096.
Проверяем действительную подачу насоса по формуле 1.7
5 Выбор рабочей жидкости
В качестве рабочей жидкости выбираем гидравлическое масло МГ-30 предназначенное для использования в качестве летнего сорта в районах умеренного климата для гидроприводов дорожных машин. Температурный перепад его применения с аксиально-поршневыми машинами при кратковременном режиме эксплуатации от минус 15 до плюс 75 0С при длительном – от минус 5 до плюс 70 0С. Кинематическая вязкость масла при плюс 50 0С равна 02810-4 м2с плотность при той же температуре и давлении – 20 Мпа – 870 кгм3.
1 Расчет диаметров труб
Для расчета трубопроводов гидросистема разбивается на участки при этом учитывается что по расчетному участку должен проходить одинаковый расход и участок должен иметь на всем протяжении одинаковый диаметр
Рисунок 2.1 – Схема первого контура с номерами участков
Определение скоростей движения жидкости по трубопроводам произведем в соответствии со значениями предельных скоростей указанными в таблице 2.1
Таблица 2.1 – Допустимые скорости потока жидкости при Рном= 20 МПа
Всасывающий трубопровод
Напорный трубопровод
Минимальный внутренний диаметр определяется по формуле:
где Q- расход жидкости на данном участке
[V]- допускаемая средняя скорость движения жидкости на участке определяемая по таблице 2.1
Вычислим минимальные внутренние диаметры трубопроводов.
Участок 1 – всасывающий. При допустимой скорости жидкости 14 мс для этого участка его диаметр
Диаметр трубопровода полученный при расчете округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 16516-80. Длина трубопроводов определяется исходя из расположения на машине. Ближайший диаметр трубы d=40 мм. Дальнейшие расчеты сводим в таблицу 2.2.
Таблица 2.2 – Диаметры трубопроводов (1-й контур)
Схема контура №2 представлена на рисунке 2.2.
Расчет контура №2 сводим в таблицу 2.3.
Рисунок 2.2 – Схема второго контура с номерами участков
Таблица 2.3 – Диаметры трубопроводов
2 Расчет потерь на трение по длине трубопроводов
Гидравлические потери в трубопроводах слагаются из потерь на гидравлические трения РТ и потерь в местных сопротивлениях трубопроводов РМ.
Величину потерь давления на трение РТ для каждого расчетного участка определяем по зависимости
где - плотность рабочей жидкости;
- коэффициент гидравлического трения;
d - диаметр трубопровода на расчетном участке;
- уточненная средняя скорость движения рабочей жидкости на расчетном участке.
Для вычисления коэффициента трения необходимо определить режим движения жидкости по числу Рейнольдса
где - кинематическая вязкость рабочей жидкости.
При ламинарном движении (Re 2300) коэффициент гидравлического трения
При турбулентном движении (Re > 2300) для гладких труб
Для шероховатых труб можно использовать формулу
где kЭ – эквивалентная абсолютная шероховатость kЭ=076;
– абсолютная шероховатость.
Абсолютную шероховатость для стальных труб можно принять равной: для новых стальных труб = 005 10-3 м; для труб находящихся в эксплуатации = 01 10-3 м.
Определим потери давления на трение на участке 1 (первый контур). Так как диаметр трубопровода был округлен уточним значение средней скорости потока по формуле
Подставляя данные участка 1 получим
Определим число Рейнольдса
Коэффициент λ для ламинарного движения
Потери давления на трение на участке 1
Дальнейшие расчеты по остальным участкам сводим в таблицу 2.4
Таблица 2.4 – Потери на трение по длине трубопровода (1-й контур)
Потери давления на трение
Расчеты по второму контуру сводим в таблицу 2.5
Таблица 2.5 – Потери на трение по длине трубопровода (II контур)
3 Расчет потерь давления в местных сопротивлениях
Потери давления в местных сопротивлениях рассчитываются по формуле:
где - коэффициент местного сопротивления определяемый по справочным таблицам;
m - количество однотипных сопротивлений на участке.
Вид и количество местных сопротивлений принимаем по конструкции гидравлической системы проектируемой машины.
Для всасывающего участка 1:
местное сопротивление выход из гидробака с сопротивлением =1:
местное сопротивление штуцер присоединительный с сопротивлением =0015
Полученные расчетные значения сносим в таблицу 2.6
Таблица 2.6 – Потери в местных сопротивлениях трубопроводов (1-й контур)
Обозначение уча-стка
Вид местного сопротивления
Количество сопротивлений на участке m
Коэффициент местного сопротивления φ
Потери давления в местном сопротивлении Pi кПа
Потери давления на участке Pм кПа
Штуцер присоединения к насосу
Штуцеры присоединения к насосу и распределителю
Тройник манометра с транзитным потоком
Штуцер присоединения к блоку клапанов и к мотору
Штуцер присоединения к распределителю
Тройник с разделением потоков
Штуцеры присоединения к цилиндру
Выход из гидроцилиндра
Штуцеры присоединения к гидроцилиндру
Продолжение таблицы 2.6 – Потери в местных сопротивлениях трубопроводов
Тройник со слиянием потоков
Штуцеры присоединения к фильтру и распределителю
Штуцер присоединения к фильтру
При определении коэффициента местного сопротивления при входе жидкости в бак учитывалось что при турбулентном движении φ = 1 при ламинарном φ = 2 [1].
Расчет контура №2 см сводим в таблицу 2.7.
Таблица 2.7 – Потери в местных сопротивлениях трубопроводов
Продолжение таблицы 2.6 – Потери в местных сопротивлениях трубопроводов
4 Подбор гидроаппаратов и определение потерь давления в них
Гидроаппаратура подбирается по номинальному давлению и максимальному расходу при которых она будет работать [1 2]. Выбранные гидроаппараты и потери давления в них сводим в таблицу 2.5.
При выборе фильтра учитываем что для аксиально-поршневых насосов и гидромоторов тонкость фильтрации должна составлять 25 мкм [1].
Предохранительные клапаны распределителей настраиваются на давление Pmax = (11 12) Pном. Принимаем Pmax = 115 Pном = 23 МПа. Вторичные предохранительные клапаны настраиваются на давление P’max = (14 16)Pном. Принимаем P’max = 14Pном = 14 20 = 28 МПа.
Максимальное давление в сливной магистрали перед фильтром определяется максимальным перепадом давления в фильтре по предохранительному клапану Pф = 350 кПа а также потерями давления на трение Pт = 038 кПа и в местных сопротивлениях Pм = 042 кПа что в сумме дает 3508 кПа. Потери давления чистого фильтра составляют 63кПа. Следовательно давление перед чистым фильтром будет равно 63 + 038 + 042 = 638 кПа.
Таблица 2.5 – Потери давления в гидроаппаратах
Параметры гидроаппаратов
требуемые по гидросхеме
Распределитель секционный типа РС 20.20
Блоки вторичных предохранительных клапанов 63600
Дроссель с обратным клапоном (замедлительный клапан) 62700
Для гидромотора (первый контур) потери давления в напорной магистрали определяются потерями на участках 2 и 3 а также потерями в гидрораспределителе и блоке вторичных предохранительных клапанов. В сливной – потерями на участках 4 11 12 и потерями в блоке вторичных предохранительных клапанов распределителе и фильтре.
Для напорной магистрали имеем
Для гидроцилиндров в напорной магистрали суммируем потери давления на трение и в местных сопротивлениях на участках 2 5 6 7 а также в распределителе. В сливной магистрали – на участках 8 9 10 11 12 распределителе и фильтре.
Для гидромотора привода хода (второй контур)
1 Проверочный расчет гидропривода
Проверочный расчет производится с целью определения максимальных усилий и скоростей развиваемых гидродвигателями при номинальном давлении насоса.
При выталкивании штоков усилие развиваемое гидроцилиндром
Крутящий момент развиваемый гидромотором
Подставляя соответствующие данные в формулу (3.1) получим усилие для гидроцилиндров
Используя формулу (3.2) аналогичным образом получим крутящий момент для гидромотора привода ротора (первый контур):
Крутящий момент для гидромотора привода хода (второй контур):
Скорости гидродвигателей зависят от схемы их включения. При совместной работе двух и более гидродвигателей запитываемых параллельно от одного насоса расход жидкости будет делиться между ними уменьшая скорость движения штоков.
Скорость штока гидроцилиндра при его выталкивании
Частота вращения гидромотора определяется по формуле
В этих формулах Q – расход потребляемый гидродвигателями.
При подаче насоса QН=1344 10-3 м3с к гидродвигателям будет подаваться расход
где QУр – утечки в распределителе [1] QУр =2510-6 м3с
Подставляя численные значения получим (для первого контура)
Q = 1344 10-3 - 0002510-3 м3с = 134110-3 м3с
Q = 215 10-3 - 0002510-3 м3с = 21410-3 м3с
Подставляя полученные значения в формулу (3.4) для гидромотора привода ротора
Для гидромотора привода хода
Для гидроцилиндра с учетом возможной изношенности уплотнений принимаем что ОЦ = 097. Тогда при выталкивании штока его скорость
Заданные скорости обеспечиваются.
2 Расчет мощности и КПД гидропривода
Полная мощность гидропривода N равна мощности потребляемой насосом (с учетом потерь давления на трение и в местных сопротивлениях во всасывающем трубопроводе):
где Н – общий КПД насоса [1] Н1 =091 (Н2 =091)
Для насоса первого контура
Для насоса второго контура
Полезную мощность Nпол определяем по усилиям и скоростям гидродвигателей.
Общий КПД гидросистемы равен отношению
(Для первого контура)
Полезная мощность развиваемая гидромотором привода цепи при номинальном давлении 20 МПа
Для гидроцилиндров получим
Тогда КПД гидросистемы при включении мотора
при выталкивании гидроцилиндров
(Для второго контура)
Полезная мощность развиваемая гидромотором привода хода при номинальном давлении 20 МПа
Для объемного гидропривода СДМ значение общего КПД должно быть более 06..08. Фактически это условие выполняется.
3 Тепловой расчет гидропривода
Потери мощности переходящей в тепло зависят от режима работы гидропривода дорожной машины. Коэффициенты характеризующие режим работы гидропривода приведены в таблице 3.1.
Потери мощности переходящей в тепло определяются по формуле
где G – тепловой поток выделяемый гидроприводом;
kн kд – коэффициенты характеризующие режим работы гидропривода;
No Nпол – полная и полезная мощность гидропривода.
При выполнении теплового расчета под полезной мощностью можно понимать среднюю арифметическую мощность всех гидродвигателей.
Таблица 3.1 – Показатели режима работы гидропривода
Коэффициент использования номинального давления Кд
работы под нагрузкой Кн
Снегоочистители трубоукладчики автогрейдеры легкие рыхлители
Бульдозеры легкие скреперы прицепные автогрейдеры тяжелые грейдер элеваторы
Бульдозеры тяжелые автоскреперы погрузчики
Экскаваторы многоковшовые катки и другие машины с гидроприводом непрерывного действия
При Кн = 08 и Кд = 09 имеем (для первого контура)
Допускаемый температурный перепад
где - максимально допускаемая температура рабочей жидкости зависящая от типа рабочей жидкости и типа насоса ;
- максимальная температура окружающего воздуха. Для умеренного климата .
Необходимая площадь поверхности теплообмена - равна
где k - коэффициент теплопередачи.
Для гидроприводов СДМ коэффициент теплопередачи не превышает значения k = 15вт(м2 град).
Тогда (для первого контура)
Определим теплоотдающую поверхность гидросистемы. Для трубопроводов и других цилиндрических гидроаппаратов теплоотдающую поверхность можно определить по формуле
где DНАР – наружный диаметр трубопровода или гидроцилинра;
l – длина трубопровода или ход штока гидроцилиндра.
Для прочего гидрооборудования теплоотдающую поверхность ориентировочно можно определить по формуле
kф – коэффициент учитывающий форму и степень оребрения гидроаппарата или гидродвигателя ориентировочно kф = 07-15.
Определим площадь охлаждения бака. Объём масла в баке определяется по эмпирической зависимости
где V1H – минутная подача насоса.
Следовательно для первого контура
Учитывая что масло должно наполнять бак на 80-85 % его высоты в соответствии с ГОСТ 16770-86 принимаем бак для первого контура с номинальной вместимостью Vб1=100дм3=01м3 для второго контура Vб2=160дм3=016м3
При этом объём масла в баке Vб1=0108=008м3 Vб2=01608=0128м3
Действительная площадь охлаждения бака
Для первого контура
Так как SбSтр то проводим расчет теплоотдающей поверхность трубопроводов который сводим в таблицу 3.2 (первый контур) таблицу 3.3 (второй контур).
Таблица 3.2 Фактическая теплоотдающая поверхность трубопроводов
Внутренний диаметр Dнарм
Длина трубопровода l м
Площадь теплоотдающей поверхности
Продолжение таблицы 3.2 – Фактическая теплоотдающая поверхность трубопроводов
Таблица 3.3 Фактическая теплоотдающая поверхность трубопроводов
Поскольку суммарная теплоотдающая поверхность бака и трубопроводов составляющая для первого контура 44 м2 для второго контура 429 м2 недостаточна для охлаждения жидкости считаем значение теплоотдающей поверхности гидрооборудования. Расчеты для первого контура сводим в таблицу 3.4 для второго в таблицу 3.5
Таблица 3.4 Теплоотдающая поверхность гидрооборудования (I контур)
Коэффициент формы и оребрения Kф
Таблица 3.5 Теплоотдающая поверхность гидрооборудования (II контур)
Таким образом фактическая теплоотдающая поверхность гидросистемы
Sд1 = 44 + 268 = 708 м2
Sд2 = 429 + 3 = 729 м2
Данные величины меньше требуемых как для первого контура так и для второго. Поэтому необходимо установить теплообменник.
Расчет объемного гидропривода при выполнении курсовой работы поспособствовал закреплению теоретических знаний развил навыки самостоятельной работы при выполнении расчетов оформлении чертежей и составлении текстовых конструкторских документов.
Список использованных источников
Берестов Е. И. Гидропривод строительных и дорожных машин : учеб. пособие Е.И. Берестов. – Могилев :Белорус.-Рос. ун-т 2007. – 214с.: ил.
Васильченко В. А. Гидравлическое оборудование мобильных машин : справочник В.А. Васильченко – М.: Машиностроение 1983. – 301 с.: ил.
Башта Т. М. Руднев С. С. Гидравлика гидромашины и гидроприводы 2-е издание переработанное - М.: Машиностроение 1982. – 423 с. ил.
Методические указания к практическим занятиям по дисциплине “Гидравлика гидромашины и гидропривод” БРУ Могилев 2004
Таблица 1 – Используемые гидроаппараты
Гидробак ГОСТ – 15150 - 69
Блок управления Б-0.01.000.00
Дроссель с обратным клапаном 1ДК*3Т
Коробка клапанная Б-0.02.000.00
Манометр МП63П-Тэ «Юмас»
Гидромотор 313.28.А.01.02.У1 – ТУ 22-6052-85
Гидромотор 310.56.А.01.02.У1 – ТУ 22-6052-85
Насос 310.56.01.02.У1.-ТУ 22-6052-85
Насос 310.28 01.02.У1.-ТУ 22-6052-85
Насос 310.112 01.02.У1.-ТУ 22-6052-85
Гидрораспределитель ОСТ-22-829-74
Фильтр 1.1.50-25063 ОСТ – 22-883-75
Фильтр 1.1.50-25063 ОСТ – 22-883-75
Гидроцилиндры по ОСТ 22-1417-79

Чертеж.cdw