Гидравлическая схема бульдозера с поворотным отвалом с рыхлителем

spetsifikatsia.cdw

Гидрораспределитель типа Р
Рукав высокого давления
Принципиальная гидравлическая схема
бульдозерас поворотным отвалом

rressrsrsr-rress-rrsrrrssrye.doc

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет (СибАДИ)»
Кафедра «ПТТМ и Гидропривод»
Пояснительная записка к курсовой работе
по дисциплине «Гидравлика и гидропневмопривод»
Тема работы: «Бульдозер рыхлитель корчеватель»

rrers-ssrrr-r4.cdw

Принципиальная гидравлическая схема
бульдозера с повортным отвалом

rrers-ssrrr-r1.cdw

Принципиальная гидравлическая схема
бульдозера с поворотным
отвалом с рыхлителем

rrssrresrrsrrs-rrryiresryer-rrsrrrssrye.doc

Исходные данные для расчета объемного гидропривода6
Расчет объемного гидропривода7
1 Определение мощности гидропривода и насоса7
3 Определение внутреннего диаметра гидролиний скоростей
4 Выбор гидроаппаратуры кондиционеров и рабочей жидкости .11
5 Расчет потерь давления в гидролиниях .14
6 Расчет гидроцилиндра17
7 Тепловой расчет гидропривода20
Список использованной литературы26
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:
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.
Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное число может достигать 2000.
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.
Бесступенчатое регулирование скорости движения позволяющее повысить коэффициент использования приводного двигателя упростить автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.
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.
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.
Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя системы привода металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке предохранительных и переливных гидроклапанов.
Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений в системах насос – гидромотор и насос – гидроцилиндр.
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.
Описание гидравлической схемы.
Рыхлитель представляет собой многофункциональный рабочий элемент бульдозера обеспечивающий интенсивное рыхление мёрзлого и твердого а также разборно-скального грунта. Также он может быть использован для устранения асфальта. Помимо вышеуказанных целей его можно использовать для рыхления твердых грунтов перед высадкой растений при обустройстве парков аллей садов осуществлении планировочных либо экскавационных работ.
Рабочую часть рыхлителя составляют подвестка несущая рама гидравлические цилиндры управления и зубья которые обладают сменными наконечниками. Их переднюю поверхность защищают износостойкие пластины для предотвращения абразивного износа. Для наибольшей эффективности рыхления на зубьях рыхлителя устанавливаются уширители дающие возможность разрушения за один рейс больших объемов грунта и выталкивания на поверхность глыб. Уширители в свою очередь способствуют наиболее устойчивому передвижению основного трактора а также работе рыхлителя полному разрушению грунта между броздами позволяют уменьшить общее число проходов.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Номинальное давление гидропривода рном МПа
Усилие на штоке гидроцилиндра толкающем F кН
Скорость перемещения штока гидроцилиндра V мс
Длина гидролинии от бака к насосу (всасывающей) lвс м
Длина гидролинии от насоса к распределителю (напорной) lнап м
Длина гидролинии от распределителя к гидродвигателю (исполнительной) lисп м
Длина гидролинии от распределителя к баку (сливной) lсл м
Местные сопротивления шт:
Температура окружающей среды tв 0С
РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
1 Определение мощности гидропривода и насоса
где (1)F – усилие на штоке кН;
V – скорость движения штока мс.
где kзу – коэффициент запаса по усилию учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний а также потери мощности на преодоление инерционных сил сил механического трения в подвижных сопротивлениях (11 12) 5;
kзс – коэффициент запаса по скорости учитывающий утечки рабочей жидкости уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме (11 13) 5
Зная необходимую полезную мощность насоса и учитывая что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью можно найти подачу и рабочий объем насоса по формулам:
Qн- подача насоса дм3с;
Nнп- мощность насосакВт;
рном- номинальное давление МПа;
qн- рабочий объем насосадм3 (дм3об);
nн- частота вращения вала насоса с-1 (обс)
Насос выбирают из технической литературы по двум параметрам ближайшим к расчетам: номинальному давлению гидропривода и рабочему объему насоса q.
Техническая характеристика выбранного насоса приведена в таблице 2:
Техническая характеристика шестеренного насоса НШ 32У – 2 (3)6
Номинальный рабочий объём см3
давление на выходе из насоса МПа
Давление на входе в насос МПа:
частота вращения с-1
Номинальная потребляемая мощность кВт
Коэффициент подачи (объёмный КПД)
Номинальная тонкость фильтрации мкм
Класс чистоты рабочей жидкости по ГОСТ 17216-71 не грубее
По технической характеристике выбранного насоса производят уточнение действительной подачи насоса:
qнд – действительный рабочий объём насоса дм3;
обн – объёмный КПД насоса;
Qнд – действительная подача насоса дм3с.
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:
где - расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии м;
- действительный расход жидкости (подача насоса) дм3с;
- скорость движения жидкости в гидролинии мс.
Скорость движения рабочей жидкости выбирают в зависимости от назначения гидролинии таким образом чтобы для уменьшения потерь давления на гидравлическое трение режим движения был ламинарным или близким к нему.
Vвс=1.2 мс 1 Vсл=2 мс 1 Vнап=40 мс 1.
Расчётный внутренний диаметр всасывающей гидролинии:
Расчётный внутренний диаметр напорной гидролинии:
Расчётный внутренний диаметр сливной гидролинии:
По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии производят выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75 при этом действительное значение диаметра трубопровода d должно быть больше расчетного т.е. .По конструктивному выбору стенки трубопроводов возьмём равные 2 мм. Принимаем действительные значение диаметров напорного всасывающего сливного трубопроводов :
dнап=16 мм dвс=30 мм dсл=24 мм.
После выбора трубопроводов производят определение действительных скоростей движения жидкости во всасывающей напорной и сливной гидролиниях по формуле:
где - действительное значение скорости движения жидкости мс;
d – действительное значение диаметра гидролинии м;
- действительный расход жидкости дм3с.
Действительная скорость движения жидкости во всасывающей гидролинии:
Действительная скорость движения жидкости в напорной гидролинии:
Действительная скорость движения жидкости в сливной гидролинии:
4 Выбор гидроаппаратуры кондиционеров и рабочей жидкости
Гидроаппаратуру выбирают по условному проходу и номинальному давлению. Дополнительным параметром для гидроаппаратуры является номинальный расход рабочей жидкости.
Под условным проходом по ГОСТ 16516-80 понимается округленный до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга площадь которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.
Технические характеристики секционного гидрораспределителя типа Р с условным проходом 20 мм 8. Рисунок 1
Расход рабочей жидкости дм3мин
Внутренние перетечки рабочей жидкости при нейтральной позиции золотника и номинальном давлении см3мин не более
Максимальное усилие для перемещения золотника из нейтральной позиции в рабочие при номинальных давлении и расходе Н
Количество всех секций собираемых в одном блоке не более
Давление в сливной гидролинииМПа не более
Потери давления в гидрораспределителе при нейтральной позиции золотников и номинальном расходе рабочей жидкости МПа не более:
Потери давления при рабочей позиции золотника МПа не более
Зависит от числа секций
Рисунок 1. Секционный гидрораспределитель типа Р
Технические характеристики обратных клапанов 61200 8. Рисунок 2
Максимальный расход рабочей жидкости дм3мин
Рисунок 2. Обратный клапан
Технические характеристики предохранительных клапанов прямого
действия типа 521.25.06.00(521.25) 8. Рисунок 3
Рисунок 3. Предохранительный клапан прямого действия типа 521.25.06.00
Технические характеристики линейного фильтра 1.1.25-25 с перепускным
Номинальный расход через фильтр при вязкости рабочей жидкости 20 30сСт дм3мин
Номинальное давление МПа
Номинальный перепад давления при номинальном расходе и вязкости рабочей жидкости не более 30 сСт МПа
Перепад давления на фильтроэлементе при открывании перепускного клапана Мпа
Ресурс работы фильтроэлемента ч
Масса сухого фильтра кг
В качестве рабочей жидкости используем масло ВМГЗ.
Характеристики масла ВМГЗ (ТУ 38.101479-86)
Обозначение по ГОСТ 17479.3-85
Плотность при 20°C кгм3
Кинематическая вязкость при температуре 50°C сСт
Температура застывания °C
Температура вспышки °C
5 Расчет потерь давления в гидролиниях
Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии (всасывающей напорной сливной) при определенной температуре рабочей жидкости. В соответствии с известным из гидравлики принципом наложения потерь потери давления в гидролинии определяют по формуле (8):
где - потери давления в гидролинии;
- потери давления по длине гидролинии (путевые) Мпа;
- потери давления в местном сопротивлении Мпа.
Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяются по формуле (9):
где - потери давления по длине гидролинии (путевые) Мпа;
λ – коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);
d – внутренний диаметр гидролинии м;
- действительное значение скорости движения жидкости в гидролинии мс;
ρ – плотность рабочей жидкости кгм³.
Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости. Для его расчета определим число Рейнольдса по формуле (10):
где - действительное значение скорости движения жидкости в гидролинии мс;
d – внутренний диаметр гидролинии м;
– кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости м²с.
Режимы турбулентные так как Re>2320 поэтому коэффициент Дарси определяется по формуле (11):
Теперь можно рассчитать потери давления по длине гидролинии
Потери давления в местном сопротивлении определяются по формуле:
где - потери давления в местном сопротивлении Мпа;
- коэффициент местного сопротивления 1;
- действительное значение скорости движения жидкости мс;
Присоединительный штуцер
Плавное колено под углом 90°
Для всасывающей гидролинии
Для напорной гидролинии
Для сливной гидролинии x=655.
Зная потери давления по длине гидролинии и в местном сопротивлении можем определить потери давления в гидролинии:
6 Расчет гидроцилиндра
Поршневые гидроцилиндры двухстороннего действия с односторонним штоком являются самыми распространенными гидродвигателями поступательного движения выходного звена.
Диаметр поршня гидроцилиндра с поршневой рабочей полостью А определяются из уравнения равновесия сил действующих на шток:
где F1 – усилие на штоке Н;
р1 – давление в поршневой полости Па;
рном – номинальное давление;
Dрн – потери давления в напорной гидролинии;
D – диаметр поршня м;
Р2 – давление в штоковой полостиПа;
Р2 = Dрс – потери давления в сливной гидролинии;
Задавшись значением коэффициента j= dD=03 07 и решив уравнение (13) относительно диаметра поршня получим следующее выражение:
После нахождения диаметра поршня определяют диаметр штока d = j*D.
Кроме определения диаметра поршня из штока из условия обеспечения заданного усилия F необходимо произвести расчет гидроцилиндра по обеспечению заданной скорости движения штока V.
В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения неразрывности потока жидкости (Qнд=V*Sэф здесь Sэф – эффективная площадь поршня) по формуле:
где D – диаметр поршням;
Qнд - расход жидкости м2с;
V – скорость движения штока мс;
j - коэффициент j=dD
По известным значениям диаметров поршня полученные по уравнениям находим его среднее значение D=(D1+D2)2 и среднее значение диаметра штока гидроцилиндра.
Dcp= (61+79)2=70мм = 007м.
dcp=(30+39)2=345 мм = 00345м.
Выбираем гидроцилиндр общего назначения двухстороннего действия с стандартными значения диаметров : D= 70 мм; d = 36 мм.
По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяют действительное усилие Fд развиваемое гидроцилиндром.
Действительную скорость движения штока определяют из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле:
где VД – действительная скорость штока мс;
QНД - расход жидкости м3с;
Sэф – эффективная площадь поршня м2.
Производим сравнение действительных и заданных параметров по относительным величинам:
Допускаемая величина отклонения действительных значений выходных параметров гидроцилиндра от заданных не должна превышать ±10%.
В моем расчете отклонение действительных значений выходных параметров гидроцилиндра превышает ± 10%. Для обеспечения заданной скорости движения штока гидроцилиндра рассчитаю рекомендуемый расход жидкости.
7 Тепловой расчет гидропривода
Тепловой расчет гидропривода приводится с целью определения температуры рабочей жидкости объема гидробака и выяснения необходимости применения специальных теплообменных устройств.
Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются: внутреннее трение рабочей жидкости дросселирование жидкости при прохождении различных элементов гидропривода трение в гидрооборудовании и др.
Количество тепла выделяемое в гидроприводе в единицу времени эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности.
Тепловой расчет гидропривода ведется на основе уравнения теплового баланса:
где - количество тепла выделяемого в единицу времени (тепловой поток) Вт;
- количество тепла отводимого в единицу времени Вт.
Количество выделяемого тепла определяется по формуле:
где - количество тепла выделяемого в единицу времени Вт;
- мощность привода насоса (потребляемая) Вт;
- гидромеханический КПД гидропривода;
- коэффициент продолжительности работы гидропривода;
- коэффициент использования номинального давления;
- номинальное давление гидропривода Па;
- действительная подача насоса м3с;
- полный КПД насоса из его технической характеристики.
Гидромеханический КПД гидропривода находят по формуле:
и - гидромеханические КПД насоса и гидродвигателя соответственно;
- гидравлический КПД гидропривода учитывающий потери давления в гидролиниях.
Гидравлический КПД гидропривода равен
где - номинальное давление гидропривода МПа;
- потери давления в напорной сливной и всасывающей гидролиниях соответственно МПа.
Гидромеханический КПД насоса определяют из выражения для полного КПД гидромашины:
где - полный КПД насоса;
- гидромеханический КПД;
Значения гидромеханического КПД насоса и гидроцилиндров согласно справочнику примем равным .
Рассчитав значения гидравлического КПД гидромеханического КПД насоса и гидромеханического КПД гидроцилиндра определим гидромеханический КПД гидропривода:
Значения коэффициентов продолжительности работы гидропривода и использования номинального давления: и свыше 09 (для расчетов примем и ).
Определяем количество тепла выделяемого в единицу времени:
Количество тепла отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов гидробака при установившейся температуре жидкости определяют по формуле
где - количество отводимого в единицу времени тепла Вт;
- коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух Вт(м2град);
- установившаяся температура рабочей жидкости °С ; - температура окружающего воздуха °С;
- суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов (всасывающей напорной сливной гидролиний) м2 здесь - внутренний диаметр; - толщина стенки (для расчетов примем ); l – длина - площадь поверхности гидробака м².
Для практических расчетов рекомендуется принимать значения = 10 15 Вт(м2·град) (примем = 14 Вт(м2·град)). Также примем = +55°С и = +30°С.
Рассчитаем площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов (напорного всасывающего и сливного):
Суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов:
Площадь поверхности гидробака определяют из уравнения теплового баланса .
Расчетная площадь поверхности гидробака связана с его объемом следующей зависимостью:
где - площадь поверхности гидробака м2;
V — объем гидробака дм3.
Из этой формулы определяют объем гидробака. Этот объем не должен превышать 08 30 минутной подачи насоса. Если это условие не удовлетворяется то необходима установка теплообменника.
Минутная подача насоса входит в интервал от 08 30 требуемых значений т.е. установка теплообменника не нужна.
В курсовой работе рассчитаны основные параметры объёмного гидропривода рыхлителя и на его основе было подобрано соответствующее гидрооборудовние.
Выбрал шестеренный насос серии НШ 32У-2(3) рассчитал внутренние диаметры гидролиний и скорости движения жидкости. Выбрал гидроаппаратуру: секционный гидрораспределитель типа Р обратный клапан типа 61200 предохранительный клапан прямого действия типа 521.20.06.00 (521.20) линейный фильтр типа 1.1.25-25 рабочая жидкость ВМГЗ (ГОСТ ТУ 38.101479-86). Рассчитал потери давления в гидролиниях.
Рассчитал и выбрал гидроцилиндр общего назначения двухстороннего действия произвел тепловой расчёт гидропривода в результате которого сделал вывод что данный гидропривод не нуждается в теплообменнике.
Список использованной литературы
Задания на курсовую работу по гидроприводу [Текст] : задания для выполнения курсовой работы по дисциплинам "Гидравлика и гидропневмопривод" "Гидравлические и пневматические системы" СибАДИ Кафедра подъемно-транспортных тяговых машин и гидропривода 2008. - 55 с.
Расчет объемного гидропривода мобильных машин при курсовом и дипломном проектировании [Текст] : методические указания СибАДИ Кафедра подъемно-транспортных тяговых машин и гидропривода 2008. - 27 с.
Галдин Н. С. Гидравлические схемы мобильных машин [Текст] : учебное пособие Н. С. Галдин И. А. Семенова 2010. - 203 с.
Галдин Н. С. Элементы объемных гидроприводов мобильных машин. Справочные материалы [Текст] : учеб. пособие Н. С. Галдин 2005. - 127 с.
Галдин Н. С. Основы гидравлики и гидропривода [Текст] : учебное пособие Н. С. Галдин 2006. - 144 с.
Галдин Н. С. Гидравлические машины объемный гидропривод [Текст] : учебное пособие Н. С. Галдин 2009. - 271 с.