Реферат: Расчет объемного гидропривода бульдозера

Министерствообразования Российской Федерации

Сибирскаягосударственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра«Подъемно-транспортные, тяговые машины и гидропривод»

Курсоваяработа

Расчетобъемного гидропривода бульдозера

Вариант № 1.1

Выполнил: студент

гр. АП-03Т1 Вдовин

Проверил: Мурсеев И. М.

Омск-2007

Содержание

Введение

1. Исходные данные для расчетагидропривода возвратно-поступательного движения

2. Описание принципиальной гидравлическойсхемы

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидроприводаи насоса

3.2 Выбор насоса

3.3 Определение внутреннего диаметрагидролиний, скоростей движения жидкости

3.4 Выбор гидроаппаратуры,кондиционеров рабочей жидкости

3.5 Расчет потерь давления вгидролиниях

3.6 Расчет гидроцилиндров

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Заключение

Список литературы

Введение

Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, вчисло которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенныхдля приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости поддавлением.

Современный уровень развития строительного и дорожного машиностроенияхарактеризуется широким применением объемного гидравлического привода. Широкоеприменение гидравлического привода объясняется целым рядом его преимуществ посравнению с другими типами привода:

1. Высокая компактность при небольших массе и габаритных размерахгидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами механическихприводных устройств той же мощности, что объясняется отсутствием илиприменением в меньшем количестве таких элементов, как валы, шестеренные ицепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.

2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемномгидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное числоможет достигать 2000.

3. Небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамическиесвойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего цикла иповысить производительность машины, так как включение и реверсирование рабочихорганов осуществляются за доли секунды.

4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющееповысить коэффициент использования приводного двигателя, упроститьавтоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.

5. Удобство ипростота управления, которые обусловливают небольшую затрату энергии машинистоми создают условия для автоматизации не только отдельных операций, но и всеготехнологического процесса, выполняемого машиной.

6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющеенаиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно устанавливают уприводного двигателя, гидродвигатели – непосредственно у исполнительныхмеханизмов, элементы управления – у пульта машиниста, исполнительныегидроаппараты – в наиболее удобном по условиям компоновки месте.

7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя,системы привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установкепредохранительных и переливных гидроклапанов.

8. Простота взаимного преобразования вращательного ипоступательного движений в системах насос – гидромотор и насос – гидроцилиндр.

9. Применениеунифицированных 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.

БольшинствоСДМ – бульдозеры и рыхлители, фронтальные погрузчики и лесопогрузчики,скреперы, автогрейдеры и грейдер-элеваторы, одноковшовые универсальные имногоковшовые траншейные экскаваторы, самоходные краны, дорожные катки,бетоноукладчики, асфальтоукладчики – имеют гидравлический привод рабочихорганов.

1. Исходные данные длярасчета гидропривода возвратно-поступательного движения

Номинальное давление в гидросистеме рном, МПа

6,3 Усилие на штоке толкающем F, кН 100 Скорость перемещения штока V, м/с 0,3

Длина гидролинии от бака к насосу (всасывающей) lвс, м

0,1

Длина гидролинии от насоса к распределителю (напорной) lнап, м

3

Длина гидролинии от распределителя к ГЦ (исполнительной) lисп, м

3

Длина гидролинии от распределителя к баку (сливной) lсл, м

2 Угольник сверленый, шт 2

Угольник с поворотом 900, шт

5 Штуцер присоединительный, шт 4 Муфта разъемная, шт 2

Колено плавное с поворотом 900, шт

-

Максимальная температура рабочей жидкости tж, 0С

+70

Температура окружающей среды tв, 0С

–30…+30

2. Описаниепринципиальной гидравлической схемы

На рисунке 1 изображенапринципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера.

/>

Рисунок 1Принципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера

В схему входят: Б –гидробак, Т –термометр, Н – насос, Ф – фильтр, КП1 и КП2 – гидроклапаныпредохранительные, КО1 и КО2 – гидроклапан обратный, МН1 и МН2 — манометры, Ц1и Ц2 – гидроцилиндр, Р – гидрораспределитель, ДР – гидродроссель .

Принцип действия гидропривода заключается в следующем.

Из гидробака Б рабочая жидкость подается насосом Н в напорнуюсекцию распределителя Р. Четырехпозиционный золотник направляет поток жидкостив гидроцилиндры Ц1 и Ц2 подъема и опускания отвала бульдозера.

В штоковой гидролинии гидроцилиндров подъема и опускания отвалабульдозера установлен дроссель ДР с обратным клапаном КО1, который обеспечиваетсплошность потока жидкости и замедление скорости опускания отвала.

При перемещении золотника распределителя вниз по схеме начинают заполнятьсяштоковые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

При перемещении золотника распределителя вверх по схеме начинаютзаполняться поршневые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

Таким образом осуществляется подъем и опускание отвала бульдозера.

Температура рабочей жидкости измеряется датчиком температуры Т, адавления в сливной и напорной магистралях — манометрами МН1 и МН2. Очисткарабочей жидкости от механических примесей производится фильтром Ф с переливнымклапаном КП2.

 

3. Расчет объемногогидропривода

 

3.1 Определениемощности гидропривода и насоса

Полезную мощностьгидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) Nгдв, кВт, определяют по формуле:

Nгдв=F ·V, (1)

где F – усилие на штоке, кН;

V – скорость движения штока, м/с.

Nгдв =100·0,3=30 кВт

Полезную мощность насоса Nнп, кВт, определяют по формуле:

Nнп= kзу ·kзс ·Nгдв, (2)

где kзу – коэффициент запаса по усилию,учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длинегидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, силмеханического трения в подвижных сопротивлениях (1,1…1,2);

kзс – коэффициент запаса по скорости,учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличениемдавления в гидросистеме (1,1…1,3).

Nнп=1,1·1,1·30=36,3 кВт

 

3.2 Выбор насоса

Подача насоса Qн, дм3/с, определяют по формуле:

Qн = Nнп/ рном, (3)

где рном –номинальное давление, МПа.

Qн = 36,3/6,3=5,76 дм3/с

Рабочий объем насоса qн, дм3/об, определяют поформуле:

qн = Nнп/( рном·nн), (4)

где nн – частота вращения вала насоса, с-1 (nн = 1500 об/мин = 25 с-1).

qн =36,3/(6,3·25)=0,23 дм3/об

Выбираем насос НШ-250-3 поподходящим параметрам рном и qн .

По техническойхарактеристике выбранного насоса (Таблица 1) производим уточнениедействительной подачи насоса Qнд, дм3/с, по формуле:

Qнд = qнд ·nнд ·ŋоб, (5)

где qнд – действительный рабочий объемнасоса, дм3/об;

nнд – действительная частота вращениянасоса, с-1;

ŋоб –объемный КПД насоса.

Qнд = 0,25·25·0,94 = 5,88 дм3/c

Таблица 1

Параметр Значение

Рабочий объем, см3/об

250

Давление на выходе, МПа:

номинальное

максимальное

16

20

Давление на входе в насос, МПа:

минимальное

максимальное

0,08

0,15

Частота вращения вала, об/мин:

минимальная

номинальная

максимальная

960

1500

1920

Номинальная потребляемая мощность, кВт 106,2 КПД насоса 0,85 Объемный КПД 0,94 Масса, кг 45,6

3.3 Определениевнутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Зададимся скоростямидвижения жидкости /4/.

Для всасывающейгидролинии примем Vвс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролиниипримем Vсл = 2 м/с.

Для напорной гидролиниипримем Vнап = 6,2 м/с.

Расчетное значение диаметрагидролинии dp, м, определяется по формуле:

/> (6)

Для всасывающейгидролинии:

/>

По расчетному значениювнутреннего диаметра гидролинии dpвс = 79мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этомдействительное значение диаметра всасывающего трубопровода dвс= 80 мм.

Значение толщины стенкитрубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

/>

По расчетному значениювнутреннего диаметра гидролинии dpсл = 61 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этомдействительное значение диаметра сливного трубопровода dсл=64 мм.

Значение толщины стенкитрубопровода примем 4 мм.

Для напорной гидролинии:

/>

По расчетному значениювнутреннего диаметра гидролинии dpнап = 35 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этомдействительное значение диаметра напорного трубопровода dнап=40 мм.

Значение толщины стенкитрубопровода примем 4 мм.

Действительная скоростьдвижения жидкости Vжд, м/с, определяется по формуле:

/> (7)

Для всасывающейгидролинии:

/>

Для сливной гидролинии:

/>

Для напорной гидролинии:

/>

3.4 Выборгидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническаяхарактеристика секционного гидрораспределителя Р-40.160-20-02-30.1, /6/:

Таблица 2

Параметр Значение Номинальное давление, МПа 16

Расход рабочей жидкости, дм3/мин

360 Максимальное усилие для перемещения золотника из нейтральной позиции в рабочие при номинальном давлении и расходе, Н 500 Количество всех секций, собираемых в одном блоке, не более 6 Давление в сливной гидролинии, МПа, не более 0,8 Потери давления при рабочей позиции золотника, МПа, не более 0,65

Утечки рабочей жидкости через обратный клапан напорной секции при номинальном давлении, см3/мин, не более

10

Основные параметрыобратного клапана типа 61500, /6/:

Таблица 3

Параметр Значение Условный проход, мм 40 Номинальный расход, л/мин 360 Масса, кг 3,47

Основные параметрыпредохранительного клапана прямого действия типа К31602, /6/:

Таблица 4

Параметр Значение Условный проход, мм 40 Максимальный расход, дм3/мин 420 Диапазон регулирования давления, МПа 8-20 Масса, кг 4,2

Основные параметрыдросселей с обратными клапанами типа 63100, /6/:

Таблица 5

Параметр Значение Условный проход, мм 40 Номинальный расход, дм3/мин 360 Максимальное давление, МПа 35 Масса, кг 4,0

Техническаяхарактеристика фильтра типа 1.1.64-25, /6/:

Таблица 6

Параметр Значение Условный проход, мм 64 Номинальный расход через фильтр, дм3/мин 360 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 20

В качестве рабочейжидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), /5/:

Таблица 7

Параметр Значение Плотность при 20°С, кг/м3 855 Вязкость при 50°С, сСт 10 Температура застывания, °С -60 Температура вспышки, °С 135

3.5 Расчет потерьдавления в гидролиниях

Для всасывающейгидролинии:

Определяем число РейнольдсаRe по формуле:

/> (8)

где Vжд – действительная скорость движенияжидкости в гидролинии, м/с;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

ν – кинематическийкоэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.

/>

Так как полученное числоРейнольдса Re = 9360>2320, то движение жидкостиво всасывающей гидролинии турбулентное.

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

/>, (10)

/>

Потери давления по длинегидролинии ∆pl, МПа, (путевые) определяютсяпо формуле:

/> (11)

где l – длина гидролинии, м (длявсасывающей l=lвс, для напорной l=lнап+lисп, для сливной l=lсл+lисп );

ρ – плотностьрабочей жидкости, кг/м3.

/>

Потери давления в местномсопротивлении ∆pм, МПа, определяются по формуле:

/> (12)

где ξ – коэффициентместного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1).

/>

Потери давления в гидролинии∆p, МПа, определяются по формуле:

∆p=∆pl<sub/>+ ∆pм, (13)

∆pвс =0,000023+0,0012=0,001223 МПа

Для напорнойгидролинии:

Определяем числоРейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):

/>

Так как полученное числоРейнольдса Re = 18720>2320, то движениежидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициентпутевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

/>

Определяем потеридавления по длине гидролинии ∆pl, МПа, (путевые) по формуле (11):

/>

Определяем потеридавления в местном сопротивлении ∆pм, МПа, по формуле (12), для угольника сверленногокоэффициент местного сопротивления ξ=2:

/>

Определяем потеридавления в напорной гидролинии ∆p,МПа, по формуле (13):

∆pнап=0,15+0,037=0,187 МПа

 

Для сливнойгидролинии:

Определяем числоРейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):

/>

Так как полученное числоРейнольдса Re = 11712>2320, то движениежидкости в сливной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициентпутевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

/>

Определяем потеридавления по длине гидролинии ∆pl, МПа, (путевые) по формуле (11):

/>

Определяем потеридавления в местном сопротивлении ∆pм, МПа, по формуле (12), для штуцера присоединительногокоэффициент местного сопротивления ξ=0,1:

/>

Определяем потеридавления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (13):

∆pсл=0,0034+0,00057=0,00397 МПа

3.6 Расчетгидроцилиндров

Для расчета гидроцилиндравоспользуемся расчетной схемой />

Примем коэффициент />

Определяем диаметр поршняD1, м, из условия обеспечения заданного усилия F по формуле:

/> (14)

где F – усилие на штоке, Н.

/>

Определяем диаметр штока d1, м, по формуле:

/> (15)

/>

Определяем диаметр поршняD2, м, из условия обеспечения заданной скорости движенияштока V по формуле:

/> (16)

где V – скорость движения штока, м/с.

/>

Определяем диаметр штока d2, м, по формуле:

/> (17)

/>

Находим среднее значениедиаметра поршня D, м, по формуле:

/> (18)

/>

Находим среднее значениедиаметра штока d, м, по формуле:

/> (19)

/> 

Примем гидроцилиндр 1.10.0.У1-160×70×400со следующими характеристиками:

Таблица 8

Параметр Значение Диаметр поршня D, мм 160 Диаметр штока d, мм 70 Ход штока L, мм 400

По выбранным стандартнымзначениям диаметров поршня D иштока d определяем действительное усилие Fд, Н, развиваемое гидроцилиндром, поформуле:

/> (20)

где р2 – давлениев штоковой полости, Па (р2 = ∆ рсл );

р1 – давлениев поршневой полости, Па, определяется по формуле:

р1= рном — ∆рнап, (21)

р1= 6,3·106– 0,187·106 = 6,113·106 Па,

/>

По выбранным стандартнымзначениям диаметров поршня D иштока d определяем действительную скорость Vд, м/с, по формуле:

/> (22)

где Sэф – эффективная площадь поршня, м2,определяется по формуле:

/> (23)

/>

/>

Сравниваем действительныеи заданные параметры по относительным величинам:

/> (24)

где V – заданная скорость штока, м/с.

/>

Отклонениедействительного значения скорости от заданного превышает ±10%.

/> (25)

/>

Отклонениедействительного значения усилия от заданного превышает ±10%.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Определяем гидравлическийКПД ηг гидропривода по формуле:

/> (26)

/>

Определяемгидромеханический КПД ηгмн насоса по формуле:

/> (27)

где ŋн –полный КПД насоса;

ŋобн – объемныйКПД насоса.

/>

Определяемгидромеханический КПД ηгм привода по формуле:

ŋгм = ŋгмн·ŋгмгц· ŋг, (28)

где ŋгмгц– гидромеханический КПД гидроцилиндра.

ŋгм =0,9·0,95·0,97 = 0,83

Определяем количествовыделяемого тепла Qвыд, Вт, по формуле:

/> (29)

где ŋгм –гидромеханический КПД гидропривода;

kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода (kв = 0,5);

kд – коэффициент использования номинального давления (kд = 0,7).

/>

Определяем количествотепла Qотв, Вт, отводимого в единицу времени отповерхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейсятемпературе жидкости, по формуле:

/> (30)

где kтп – коэффициент теплопередачи отрабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м2град (kтп = 12 Вт/м2град);

tж – установившаяся температура рабочей жидкости, °С;

t0– температура окружающего воздуха, °С;

Sб – площадь поверхности гидробака, м2;

/>–суммарная площадь наружнойтеплоотводящей поверхности трубопроводов, м2, которая определяетсяпо формуле:

/> (31)

где Sнап, Sвс, Sсл – площади наружной поверхноститрубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м2,которые находятся по формуле:

/> (32)

где di – внутренний диаметр i-го трубопровода, м;

δi – толщина стенки i-го трубопровода, м;

li – длина i-го трубопровода, м.

/>

/>

/>

/>

/>

Согласно уравнениютеплового баланса Qвыд= Qотв, тогда:

/>

Объем гидробака V, дм3, определяется поформуле:

/> (33)

/>

Минутная подача насоса Qнд = 352,8 дм3/мин.

Так как объем гидробака V<3Qнд (368<1058,4), то установки теплообменника не требуется.

Заключение

В курсовой работе былпроизведен расчет гидросистемы подъема (опускания) отвала бульдозера. Былавыбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

Отклонениедействительного значения скорости от заданного превышает ±10% (20%). Отклонениедействительного значения усилия от заданного превышает ±10% (-22,8%).

Список литературы

1. Расчет объемного гидроприводамобильных машин. Методические указания. /Сост. Н.С.Галдин.-Омск СибАДИ,2003.-28с.

2. Задания на курсовую работу погидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева. Н.С.Галдин.-Омск СибАДИ, 1984.-36с.

3. Приложения к заданиям на курсовуюработу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева.Н.С.Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

4. Основы машиностроительнойгидравлики. /Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин, В.С.Щербаков.- Омск: ОмПИ, 1986.-87с.

5. Элементы объемных гидроприводовстроительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломномпроектировании. Ч.1. Насосы и гидродвигатели: Методические указания /Сост.:Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983. -30с.

6. Элементы объемных гидроприводовстроительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломномпроектировании. Ч.2. Гидроаппаратура: Методические указания /Сост.:Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983.-26с.