Гидропривод универсального одноковшового экскаватора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство по науке и образованию Российской Федерации

Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования

«Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия»

Сургутский филиал

ГИДРОПРИВОД УНИВЕРСАЛЬНОГО ОДНОКОВШОВОГО ЭКСКАВАТОРА

2013 г.

Содержание

Введение

1. Исходные данные для расчета объемного гидропривода

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

3.2 Выбор насоса

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

3.6 Расчет гидроцилиндров

Заключение

Список литературы

Введение

гидропривод экскаватор насос давление

Курсовое проектирование объемных гидроприводов способствует обобщению и закреплению теоретических знаний студентов, имеет целью развитие навыков самостоятельной творческой работы студентов, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормалями, выполнения расчетов, чертежей и составления текстовых конструкторских документов.

Объектом проектирования курсового проекта является объемный гидропривод универсального одноковшового экскаватора.

Цель расчета - определение параметров гидропривода, типоразмеров и номенклатуры применяемого гидрооборудования. Основным расчетом уточняются параметры гидропривода, устанавливается степень расхождения между полученными и заданными выходными параметрами гидропривода.

1. Исходные данные для расчета объемного гидропривода

Универсального одноковшовый экскаватор. [2]

Рассматривается привод стрелы.

Номинальное давление гидропривода……………………..25,0 МПа

Усилие на штоке гидроцилиндра тянущем………………..55,0 кН

Скорость перемещения штока гидроцилиндра…………….0,45 м/с

Длины гидролиний:

а) всасывающей (от бака к насосу)………………………….0,5 м

б) напорной (от насоса к распределителю)…………………7 м

в) исполнительной (от распределителя к гидроцилиндру)...2 м

г) сливной (от распределителя к баку)………………………4 м

Местные сопротивления:

а) переходник………………………………………………….3 шт.

б) штуцер………………………………………………………4 шт.

в) разъемная муфта…………………………………...………4 шт.

г) плавное колено 90?…………………………...…………….4 шт.

д) дроссель……………………………………………..……...8 шт.

Температурный режим работы (окружающей среды)…..(-25…+35 ?С)

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

Универсальные одноковшовые экскаваторы для выполнения земляных и погрузочно-разгрузочных работ на различных объектах строительства и в сельском хозяйстве.

С помощью гидропривода осуществляется движение стрелы, рукояти, ковша и поворот рабочего оборудования и т.д.

Насос 2 гидролинии нагнетают рабочую жидкость из гидробака 1 в гидрораспределитель 5.

От насоса большей производительности 2 через первые три золотника гидрораспределителя 5 рабочая жидкость подводится к гидроцилиндрам ковша стрелы 6. От насоса 1 рабочая жидкость подводится к третьему и четвертому золотникам гидрораспределителя 4, которые управляют Конструкция гидрораспределителя 4 позволяет при включении одного третьего золотника подавать в гидроцилиндр 7 стрелы поток от обоих насосов, а при одновременном включении двух золотников обеспечивает независимые движения с приводом от разных насосов следующих исполнительных органов: ковша и поворота, рукояти и поворота, стрелы и поворота, ковша и стрелы, рукояти и стрелы.

Ускоренное движение стрелы и указанные совмещения движений исполнительных органов сокращают рабочий цикл экскаватора и увеличивают его производительность.

Для предохранения насосов и всей гидросистемы от перегрузок в гидрораспределителе 4 установлены предохранительные клапаны. В гидроцилиндрах стрелы рабочими являются поршневые полости, а штоковые полости соединены между собой. При нейтральном положении золотников гидрораспределителя 5 поток рабочей жидкости от насоса 1 через гидрораспределитель 5 поступает в трехзолотниковый гидрораспределитель 14, который управляет движениями гидроцилиндров отвала бульдозера 12 и выносных опор 13.

Для контроля за работой гидросистемы на напорной гидролинии насоса 1 установлены манометры 3.

На сливной гидролинии гидросистемы установлен фильтр 8 со встроенным переливным клапаном. О степени загрязнения фильтра, повышении его сопротивления и необходимости очистки или замены фильтра можно судить по показаниям манометра. Контроль за температурой рабочей жидкости в гидробаке 1 экскаватора осуществляется с помощью датчика давления 7.

3. Расчет объемного гидропривода

При расчете гидропривода принимается ряд допущений, основными из которых являются следующие: рабочая жидкость считается несжимаемой; температура жидкости, основные физические свойства жидкости (плотность, вязкость, модуль объемной упругости и др.) принимаются постоянными; рассматривается установившийся режим работы гидропривода; коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны; разрыва потока жидкости при работе гидропривода не происходит; подача насоса, питающего гидросистему, постоянна.

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Мощность гидропривода определяют по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных механизмов.

Полезную мощность гидронасоса возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) можно определить по формуле [1]

N_гдв =FV, (1)

где N_гдв - мощность гидронасоса, кВт;

F - усилие на штоке, кН;

V - скорость движения штока, м/с.

N_гдв =FV=40Ч0,45=18 кВТ

На первом этапе расчета гидропривода потери давления и расхода рабочей жидкости учитывают коэффициентами запаса по усилию и скорости.

Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных соединениях и т.д.

Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.

Полезную мощность насоса определяют исходя из мощности гидронасоса с учетом потерь энергии при ее передаче от насоса к гидроцилиндру по формуле [1]:

NН_n = к_зу Чk_3vЧ N_raB, (2)

где N_Hn - мощность насоса, кВт;

к_зу - коэффициент запаса по усилию, k_3v = 1,1...1,2;

k_3C - коэффициент запаса по скорости, к_зс= 1,1... 1,3;

N_raB- мощность гидронасоса без потерь, кВт.

NН_n = к_зуЧ k_3vЧ N_raB=1,2Ч1,2Ч18=25,9 кВт

3.2 Выбор насоса

Зная необходимую полезную мощность насоса, определяемую по формуле (2), и учитывая, что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью NН_n =рномЧ Q_H можно найти подачу и рабочий объем насоса по формулам [1]

Q_H=(3)

q_H=(4)

где N_Hn - мощность насоса, кВт;

Q_H - подача насоса, дм/с,

Q_H= q_Hn_H; р_ном - номинальное давление, МПа;

q_H - рабочий объем насоса, дм (дм³/об);

n_н - частота вращения вала насоса, с"¹ (об/с). (n_н = 1500 об/мин = 25 с^-1).

Для того, чтобы найти рабочий объем насоса по формуле (4), необходимо задаться частотой вращения вала насоса, которая зависит от типа приводного двигателя (двигатель внутреннего сгорания, электродвигатель и др.).

Для мобильных машин в качестве приводных двигателей насосов чаще всего используют дизели с номинальной частотой вращения 1500, 1600, 1700 об/мин и т.д. [1]

Q_H===1,03 дм3/с

q_H===0,041 дм3

По расчетному рабочему объему и номинальному давлению гидропривода выбираем аксиально-поршневой нерегулируемый насос типа 310.56.03.06 [5]

Характеристики аксиально-поршневого Гидронасос 310.56.03.06:

1) Рабочий объем…………………………………………………..56 см3

2) Давление на выходе из насоса:

а) номинальное…………………………………………………20 МПа

б) максимальное………………………………………………..35 МПа

в) минимальное…………………………………………………1 МПа

3) Давление на входе в насос:

а) максимальное…………………………………………..……1,6 МПа

б) минимальное………………………………………………...0,07 МПа

4) Номинальный перепад давления для гидромотора…………...20 МПа

5) Максимальное давление на входе в гидромотор……………...35 МПа

6) Максимальное давление на выходе из гидромотора………….1,6 МПа

7) Максимальное давление дренажа………………………………0,08 МПа

8) Частота вращения:

а) номинальная……………………………………….…………1500 мин-1

б) максимальная:

1. для гидромоторов и насосов при максимальном давлении на входе………………………………………………….………………3750 мин-1

2. для насосов при минимальном давлении на входе……..……2850 мин-1

в) минимальная:

1. для насосов…………………………………………………….400 мин-1

2. для гидромоторов……………………………………………..50 мин-1

9) Номинальная подача насоса……………………………………..79,8 л/мин

10) Номинальный расход гидромотора……………………………88.5 л/мин

11) Крутящий момент гидромотора:

а) номинальный…………………………………………………..…171 кНм

б) страгивания…………………………………………………..…...144 кНм

12) Номинальная потребляемая мощность насоса……………….…...30,2 кВт

13) Коэффициент подачи (объемный КПД) насоса в номинальном режиме…………………………………………………………………...….0,95

14) Гидромеханический КПД гидромотора в номинальном режиме...0,95

15) Полный КПД в номинальном режиме…………………………...…0,91

16) Характеристика рабочей жидкости:

1. температура:

а) минимальная………………………………………………….……-40 ?С

б) максимальная………………………………………………………+75 ?С

2. класс чистоты рабочей жидкости………………………….…………12-14

3. номинальная тонкость фильтрации…………………………..……….25

17) Масса (без рабочей жидкости) не более…………………………….31кг

18) Температура окружающей среды (рабочая):

а) для исполнения У…………………………………………...-45…+40 ?С

б) для исполнения Т……………………...……………………-10…+45 ?С

в) для исполнения ХЛ……………………………………….…-60…+40 ?С

По технической характеристике выбранного насоса производим уточнение действительной подачи насоса [1]:

Q_HД= q_HДЧnНДЧзоб, (5)

где Q_HД - действительная подача насоса, дм³/с;

q_HД - действительный рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об);

nНД - действительная частота вращения вала насоса, n_нд = n_н, c^-1 (об/с); зоб - объемный КПД насоса.

Действительная частота вращения вала насоса n_нд в формуле (5) может отличаться от номинальной частоты вращения вала насоса из его технической характеристики и берется равной частоте n _н, принятой в формуле (4).

Q_HД= q_HДЧnНДЧзоб=0,056Ч25Ч0,95=1,33 дм³/с

3.3 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 [1]:

d_p=, (6)

где d_p - расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

Q_НД - действительный расход жидкости (подача насоса), дм³/с;

V_ж -скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Зададимся скоростями движения жидкости [4].

Для всасывающей гидролинии примем V_вс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролинии примем V_сл = 2 м/с.

Для напорной гидролинии примем V_нап = 6,2 м/с.

Для всасывающей гидролинии:

d_pвс===0,037 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_pвс =37мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода d_вс= 40 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

d_pс===0,028 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p сл} = 28 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода d_сл= 32 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для напорной гидролинии:

d_pн===0,016 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_pнап = 16 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода d_нап= 18 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Действительная скорость движения жидкости V_жд, м/с, определяется по формуле [1]:

, (7)

где V_жд - действительное значение скорости движения жидкости, м/с; d - действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_HR - действительный расход жидкости, дм³/с.

Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:

Для напорной гидролинии:

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя ГГ332, [5]:

Таблица 1

Параметр	Значение
Давление на входе, МПа: номинальное максимальное	32 40
Расход рабочей жидкости, дм3/мин: номинальное максимальное	360 400
Максимальные утечки рабочей жидкости при номинальном давлении, см3/мин,не более:	155
Масса, кг	121

Два блока предохранительных клапанов К2.20.03-010 [5]

Таблица 2

Параметр	Значение
Условный проход, мм: клапана гидрораспределителя	20 32
Максимальный расход рабочей жидкости, дм3/мин	400
Диапазон регулирования давления, МПа	5-31,5
Масса, кг	3,6

Основные параметры дросселя с обратным клапаном 62800 [5]

Таблица 3

Параметр	Значение
Условный проход, мм:	25
Номинальный расход рабочей жидкости, л/мин:	160
Давление, МПа: номинальное максимальное	32 35
Масса, кг	3,2

Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64-25, [5]:

Таблица 5

Параметр	Значение
Условный проход, мм	50
Номинальный расход через фильтр, дм3/мин	250
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	18,2

В качестве рабочей жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), [5]:

Таблица 6

Параметр	Значение
Плотность при 20°С, кг/м3	865
Вязкость при 50°С, сСт	10
Температура застывания, °С	-60
Температура вспышки, °С	135

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Потери давления в гидролинии определяют по формуле [1]

?p=?p_l + ?p_м, (8)

где ?p - потери давления в гидролинии, МПа;

?p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

?p_м - потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяют по формуле [1]

(9)

где l - длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс, для напорной l=l_нап+l_исп, для сливной l=l_сл+l_исп);?p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

л-коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

l - длина гидролинии, м;

d - внутренний диаметр гидролинии, м;

V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; р-плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости, его определяют по формулам, рекомендуемым в гидравлике [1]:

а) для ламинарного режима (Re < 2320):

л = 75/Re; (10)

б) для турбулентного режима (Re >2320)

л= (11)

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле [1]:

(12)

где V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d - внутренний диаметр гидролинии, м;

н - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Так как полученное число Рейнольдса Re = 4200>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь л (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:

л=

Потери давления по длине гидролинии ?p_l, МПа, (путевые) определяются по формуле:



Потери давления в местном сопротивлении ?p_м, МПа, определяются по формуле:

(13)

где о - коэффициент местного сопротивления

Тогда потери давления в гидролинии ?p составят:

?p=?p_l + ?p_м =0,0002+0,00047=0,0007 МПа

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (12):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 9522>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (11):

л=

Определяем потери давления по длине гидролинии ?p_l, МПа, (путевые) по формуле (9):

0.774

Определяем потери давления в местном сопротивлении ?p_м, МПа, по формуле (13), для дросселя о=2, для присоединительного штуцера о=0,1[4]:

Определяем потери давления в напорной гидролинии ?p, МПа, по формуле (8): ?p_нап=0,774+0,1626=0.3556 МПа=0.3556, МПа

Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (12):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 5280>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (11):

Определяем потери давления по длине гидролинии ?p_l, МПа, (путевые) по формуле (9):

Определяем потери давления в местном сопротивлении ?p_м, МПа, по формуле (12), для переходника коэффициент местного сопротивления о=0,1; для плавного колена под углом 90? коэффициент местного сопротивления о=0,12 [4]:

Определяем потери давления в сливной гидролинии ?p, МПа, по формуле (8):

?p_сл=0,032+0,0156=0,00266 МПа

3.6 Расчет гидроцилиндров

Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилие на штоке F, скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d и ход штока L. Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и штока рассчитываются

Диаметр поршня гидроцилиндра с штоковой рабочей полостью определяют из уравнения равновесия сил, действующих на шток [1]:

F1= - p1

Где F1- усилие на штоке, Н;

p1- давление в пошневой полости, Па,

p2= pном-? pн, здесь pном- номинальное давление, ? pн- потери давления в напорной гидролинии;

D-диаметр поршня, м;

p2-давление в штоковой полости,Па,

p1=? pс-потери давления в сливной гидролинии; d-диаметр штока,м.

Потери давления в напорной и сливной гидролиниях определяются по формуле (8)

Зададим значение коэффициента ц= d/ D=0,7

Приведем уравнение (14) к следующему виду [1]:

D= D1=, (15)

D==0,052 м

Определяем диаметр штока d= ц ? D=0,7 • 51 = 41.3 = 36.4 мм

Диаметр поршня из уравнения неразрывности потока жидкости (Qнд=VSэф, здесь Sэф - эффективная площадь поршня) по формуле [1]:

, (16)

Где D- диаметр поршня, м;

Qнд- расход жидкости, м/с;

V- скорость движения штока, м/с;

ц - коэффициент, ц= d/ D

=0,079 м

По известным значениям диаметров поршня, полученным по уравнениям (15) и (16), находим его среднее значение Dср=(D1+ D2)/2 и среднее значение диаметра штока гидроцилиндра.

Dср=(0,052 +0,079)/2= 0,065 м

dср= 0,7 • 65= 45.5 мм

По средним диаметрам поршня и штока выбираем гидроцилиндр ГЦ70.50.3000.000 [5]

Таблица 7

Параметр	Значение
Конструктивные особенности	Крепление на проушинах
Диаметр поршня D, мм	70
Номинальное давление, МПа	20
Ход поршня L, мм	-
Диаметр штока d, мм	50

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие FД, развиваемое гидроцилиндром, по формуле(14)

F1=46989Н

Действительную скорость движения штока определяем из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле [1]

VД=Qнд/Sэф, (17)

где VД- действительная скорость штока, м/с; Qнд-расход жидкости, м/с; Sэф- эффективная площадь поршня, м, Sэф= р/4(D-dІ)

Sэф= р/4(D-dІ)=

VД= 0.00113/0.00188 = 0,6,м/с

Производим сравнение действительных и заданных параметров по относительным величинам [1]:

-15% (18)

(19)

= 14%

Величина отклонений действительных значений выходных параметров гидроцилиндра превышает заданные параметры:

По расходу рабочей жидкости отклонение составляет 15%, найдем рекомендуемый расход жидкости для расчетных параметров

Qнд=VSэф,

Qнд=0,45*0,001884=0,84 дм³/с

Рекомендуемое рабочее давление для обеспечения заданного усилия

Pнор=?p_нап

Pнор = 0.3556*= 29.6 МПа

Заключение

В данном курсовом проекте мне было предложено выполнить расчет привода одноковшового универсального экскаватора, это часть объемного гидропривода экскаватора. Также определил параметры гидропривода, типоразмеры и выбрал стандартное гидрооборудования. В ходе расчета была установлена степень расхождения между полученными значениями и заданными выходными параметрами гидропривода. При расчете гидромотора величина отклонения действительных значений и не должны превышать ± 10 %. В моем проекте эти величины составляют = 15%, а величина= 14 %. Для решения этой проблемы нужно принято решение рекомендуемый расход жидкости для расчетных параметров Qнд =0,84 дм³/с, и рекомендуемое рабочее давление для обеспечения заданного усилия Pнор = 29.6 МПа.

Список литературы

1. Галдин Н.С. «Расчет объемного гидропривода мобильных машин». Методические указания. - Омск, СибАДИ, 2003. - 28с.

2. Галдин Н.С., Семенова И.А. «Задания на курсовую работу по гидроприводу». - Омск, СибАДИ, 2008. - 56с.

3. Галдин Н.С., Кукин А.В. «Атлас гидравлических схем мобильных машин и оборудования». Учебное пособие. - Омск, СибАДИ, 2008. - 90с.

4. Галдин Н.С. «Основы гидравлики и гидропривода». /Т.В.Алексеева, Н.С. Галдин, В.С. Щербаков. - Омск, СибАДИ, 2010.-144с.

5. Галдин Н.С. «Элементы объемных гидроприводов мобильных машин». Справочные материалы. - Омск, СибАДИ, 2008. -128с.

Размещено на Allbest.ru