Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

трактор гидропривод трубопровод насос

Задание

Введение

1. Гидросистема трелевочного трактора ЛТ-154 5

2. Выбор рабочей жидкости

3. Расчет гидроцилиндра

3.1 Приближенный расчет основных параметров гидроцилиндра

3.2 Уточненный расчет гидроцилиндра

4. Расчет трубопроводов

4.1 Определение расхода рабочей жидкости

4.2 Определение диаметров трубопроводов

5. Выбор гидроаппаратуры

5.1 Выбор гидрораспределителя

5.2 Выбор фильтра

5.3 Выбор дросселя

5.4 Выбор предохранительного клапана

6. Выбор насоса

7. Расчет потерь напора в гидроприводе

8. Общий КПД гидропривода

Библиографический список

ЗАДАНИЕ

Составить принципиальную схему и произвести расчет основных узлов гидравлического привода, с возвратно - поступательным движением рабочего органа при следующих исходных данных:

Рабочее усилие на штоке гидроцилиндра F, кН	70
Ход поршня S, мм	700
Скорость движения поршня V, м/с	0,07
Общая длина трубопроводов L, м	8
в том числе напорного трубопровода LH, м	4
Рабочий диапазон температур, °С	-50°…+50°

Трубопроводы имеют 4 резких поворотов и 2 колена. Местные сопротивления на трубопроводах распределены поровну.

В гидросистеме имеются гидробак, насос, всасывающий и напорный трубопроводы, гидрораспределитель, силовой гидроцилиндр, предохранительный клапан, дроссель и фильтр. Прототип машины - бесчокерный трелевочный трактор ЛТ-154.

ВВЕДЕНИЕ

Одно из направлений повышения эффективности производства - его переоснащение современной техникой, внедрение передовых технологических процессов и достижений современной науки. В лесной промышленности и лесном хозяйстве таким направлением наряду с увеличением единичной мощности выпускаемой техники, повышением ее надежности и эффективности является массовый переход на гидрофицированную технику, позволяющую повысить производительность труда благодаря облегчению управления машинами, сокращению времени рабочего цикла, механизации вспомогательных операций. Широкое внедрение машин с гидроприводом поставило перед механизаторами лесной промышленности и лесного хозяйства задачу обеспечения их качественного технического обслуживания и ремонта, а следовательно, и эффективного использования. Основными преимуществами гидропривода являются: независимое расположение привода и возможность любого разветвления мощности, простота кинематических схем и создание больших передаточных чисел, легкость реверсирования исполнительного механизма, достаточная скорость выполнения технологических операций, возможность предохранения от перегрузок, стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц. В гидроприводе лесных машин широко применяются гидроцилиндры. Они отличаются сравнительно малыми габаритными размерами и массой на единицу передаваемой мощности, бесступенчатым регулированием скорости, удобством эксплуатации, высоким коэффициентом полезного действия и другими положительными факторами, которые способствуют их распространению.

1. ГИДРОСИСТЕМА ТРЕЛЕВОЧНОГО ТРАКТОРА ЛТ-154

Трактор ЛТ-154 выпускается Монетным ТРЗ на базе трактора ТТ-4, предназначается для бесчокерной трелевки подготовленных пачек валочной машиной ЛП-19. Для захвата пачек он имеет сзади на качающемся кронштейне (стреле) захват с гидроприводом. Спереди трактора подвешена бульдозерная установка, тоже с гидроприводом. Принципиальная гидравлическая схема гидросистемы технологического оборудования показана на рисунке 1.

Для привода гидросистемы в действие поставлены два шестеренных насоса 6 НШ-46-1 (НШ-50-2), получающих вращение непосредственно от двигателя А-01МЛ. Рабочая жидкость подается этими насосами под давлением 10 МПа (100 кгс/см²) к 3-секционному распределителю 5 (Р25.160-20X3,01x30). Крайняя левая секция распределителя подает рабочую жидкость к гидроцилиндрам 1 стрелы, средняя секция -- к гидроцилиндру 2 захвата пачки, крайняя правая секция -- к гидроцилиндру 3 отвала бульдозера. От перегрузок гидроцилиндры защищены блоками клапанов 9, предохранительные клапаны которых отрегулированы на 11,55±0,5 МПа (115±5 кгс/см2). Рабочая жидкость из гидроцилиндров возвращается в бак 8 по сливной магистрали 4, через фильтр 7 пропускной способностью Q_д= 0,075 м³/мин (75 л/мин) и степенью фильтрации 40 мкм.

Гидроцилиндры имеют следующую маркировку: гидроцилиндры стрелы ГЦЧМ. 160.000-03, гидроцилиндр захвата ГЦ4М. 160.000-01, гидроцилиндр отвала бульдозера двустороннего действия ЛТ07.200, имеет диаметр цилиндра dц=122 мм, ход поршня lш = 725 мм.

Рисунок 1 Гидросистема бесчокерного трелевочного трактора ЛТ-154

Диаметр трубок гидросистемы 28 мм, толщина стенок трубок--2 мм. Рукава высокого давления Б-П-20-150/90-С, ГОСТ 6286--73, резьба штуцеров 33x2.

Упрощенная схема гидропривода

Рисунок 1 Расчетная гидравлическая схема гидропривода. 1- гидробак, 2- насос, 3- гидрораспределитель, 4- силовой гидроцилиндр, 5- предохранительный клапан, 6- дроссель, 7- фильтр, 8- гидролинии (трубопроводы).

2. ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и для надёжной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скорости и температуры.

Для своего температурного режима выбираю всесезонное масло ВМГЗ, разработанное специально для гидросистем машин, работающих в холодном климате.

Пределы рабочих температур масла ВМГЗ -50...+50°С.

Температура застывания масла ВМГЗ t_3ам= - 60°С.

Плотность (с) масла ВМГЗ 865 кг/м³ .

Вязкость масла принимаем для 50 градусов по Цельсию. При этой температуре для масла ВМГЗ кинематическая вязкость 10 сст =10*10^-6 м²/с.

3. РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА

Основными рабочими и конструктивными параметрами силовых гидроцилиндров является: внутренний диаметр цилиндра, развиваемое усилие, расход жидкости, мощности и КПД. Рабочее давление Р_р устанавливает эксплутационную и геометрическую характеристики гидроцилиндров.

3.1 Приближенный расчет основных параметров гидроцилиндра

Принимаем рабочее давление гидропривода по машине-прототипу ЛТ-154: Р_р=10 МПа

Диаметр силового гидроцилиндра без учета потерь на преодоление дополнительных нагрузок определяется по формуле:

где F- нагрузка на шток, Н

Р_р- давление в цилиндре, Па тогда:

Вычисленный диаметр уточняем по ГОСТ 6540-68:

D= 100 мм.

Диаметр штока определяется в зависимости от величины ц - отношения площадей поршневой и штоковой полостей, при ц=1,25 принимаем диаметр штока 45 мм.

Так как длина штока (S=700 мм) превышает величину 10d=10*45= 450 мм, произведем расчет штока на устойчивость.

Условие устойчивости штока имеет вид:

где F_КР- критическая сила для штока, определяется по формуле Эйлера для круглого стержня:

где с - коэффициент, который определяет характер закрепления концов штока, для расчетной схемы гидроцилиндра принимаем с=2;

Е - модуль упругости, для стали принимаем Е= 2,1*10¹¹Па;

d - диаметр штока, м;

S - ход штока, м

Подставив значения, получим:

Таким образом, значение критической силы для штока намного больше, чем рабочее усилие, следовательно, устойчивость штока гидроцилиндра обеспечивается.

3.2 Уточненный расчет гидроцилиндра

В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, Силу противодавления, динамические нагрузки, возникающие при разгоне и торможении гидроцилиндра.

В общем случае усилие гидроцилиндра может быть найдено по формуле:

где Т_С- статические нагрузки на гидроцилиндр, Н;

Т_Д - динамические нагрузки на гидроцилиндр, Н;

Поскольку динамические нагрузки вызываются изменением внешних сил, а по заданию нагрузка F= 70 кН постоянна, динамические нагрузки не учитываем.

Тогда Т?=Т_с

Статическая нагрузка на гидроцилиндр:

где Т_тр- сила трения в конструктивных элементах, Н;

Т_пр- сила противодавления,Н;

Сила трения в конструктивных элементах определяется по формуле:

где Т^Ш_ТР - сила трения в уплотнении штока, Н;

Т^П_ТР - сила трения в уплотнении поршня, Н;

Принимаем уплотнение штока U-образными манжетами, уплотнение поршня пакетом из шевронных резиновых манжет. Сила трения при уплотнении шевронными манжетами определяется по формуле:

где n - количество манжет в пакете,

D - диаметр уплотняемого соединения, м;

l - ширина уплотнения, м;

k - удельная сила трения, принимаем согласно рекомендаций 0,22 МПа;

Принимаем для уплотнений поршня гидроцилиндра V -образные (шевронные) манжеты. Согласно рекомендаций для диаметра цилиндра до 100 мм и рабочем давлении до 10 МПа, количество манжет в пакете должно составлять 5, ширина манжеты для цилиндров диаметром до 150 мм h=10-12мм, принимаем l=10 мм.

Сила трения в уплотнении поршня составит:

Сила трения при уплотнении U-образными манжетами определяется по формуле:

где d - диаметр уплотняемого соединения, м;

l - ширина уплотнения, м;

Р_Р - рабочее давление, МПа;

Р_К - монтажное давление, МПа, принимаем монтажное давление по рекомендациям 2 МПа;

f- коэффициент трения резины о сталь, принимаем f=0,13.

Ширина манжеты для цилиндров диаметром до 150 мм h=10 мм, принимаем l=10 мм.

Сила трения в уплотнении штока составит:

Сила трения в конструктивных элементах составит:

Определим силу противодавления:

где Р_пр- величина противодавления, принимаем по рекомендациям равным 300 кПа;

щ_ш- площадь сечения штоковой части гидроцилиндра.

Площадь штоковой полости определяется по формуле:

где D - диаметр поршня, м;

d - диаметр штока, м

Определим силу от противодавления:

Статическая нагрузка на гидроцилиндр составит:

По вычисленному усилию уточняем диаметр силового гидроцилиндра:

Для обеспечения необходимых параметров гидропривода принимаем по ГОСТ 6540-68 диаметр поршня 100 мм.

Диаметр штока определяется в зависимости от величины ц - отношения площадей поршневой и штоковой полостей, при ц=1,25 принимаем диаметр штока 45 мм.

Рассчитываем толщину стенки цилиндра:

Внешний радиус гидроцилинда найдем по формуле:

где у_p- допустимое напряжения на растяжения принимаем 60 МПа;

корпус из стали

Р_у- расчётное давления рабочей жидкости (Р_У =1,2*Р_Р =1,2*10,0=12,0 МПа)

R- наружный радиус цилиндра

R_о- внутренний радиус цилиндра равный 50 мм.

Подставив значения, находим радиус гидроцилиндра:

Толщина стенки определяется как разность внешнего и внутреннего радиусов гидроцилиндра:

д =R-R₀ = 60-50=10 мм

Принимаем толщину стенки гидроцилиндра 10 мм.

Толщина плоского донышка корпуса гидроцилиндра определяется по формуле:

где Р_р- рабочие давление

у- допустимое напряжения на растяжения, принимаю равной 60 МПа

корпус из стали

4. РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ

Функциональная связь гидроагрегатов в гидроприводах осуществляется с помощью трубопроводов различной конструкции.

В гидроприводах обычно имеются:

- всасывающая гидролиния, по которой жидкость поступает к насосу.

- напорная гидролиния, то есть участок движения жидкости от насоса к объёму гидродвигателю.

- сливная гидролиния, по которой рабочая жидкость протекает от гидродвигателя к баку и т.д.

Основной характеристикой гидролинии является внутренний диаметр. Чтобы найти диаметр нужно знати параметры расхода рабочей жидкости Скорости течения рабочей жидкости в гидролиниях.

4.1 Определение расхода рабочей жидкости

Расход жидкости в гидросистеме без учета потерь найдем по формуле:

где Q - расход жидкости в гидросистеме, м³/мин

А- площадь поршня, м²

V - скорость поршня, м/с;

Площадь поршня составит:

Расход в гидросистеме без учета потерь:

Минутный расход в гидросистеме без учета потерь:

4.2 Определение диаметров трубопроводов

Диаметр трубопровода определяется по формуле:

где Q_С -расход в гидросистеме, м³/с;

V_Ж- скорость движения жидкости в трубопроводе, м/с;

В соответствии с рекомендациями принимаем скорости течения жидкости:

-для всасывающей гидролинии V_В=0,5...2м/с. v=2м/с

-для напорной гидролинии при Р_р. Vн=3-10м/с. v=5м/с

-для сливной линии V_С=2м/с. v=2м/с

Диаметр всасывающего трубопровода:

Принимаем диаметр всасывающего трубопровода 20 мм.

Диаметр напорного трубопровода:

Принимаем диаметр напорного трубопровода 12 мм.

Диаметр сливного трубопровода:

Принимаем диаметр сливного трубопровода 20 мм.

Фактическую скорость движения жидкости в трубопроводах найдем по формуле:

где Dy -диаметр трубопровода, м;

Фактическая скорость движения жидкости по трубопроводам соответствует рекомендуемым значениям.

Трубопроводы из стали, допускаемые напряжения у=160 МПа. Произведем расчет толщины стенки трубопровода из условия прочности:

где Р_у -максимальное давление рабочей жидкости, Па, принимаем 12,0 МПа;

Dy - внутренний диаметр трубопровода, м;

у - допускаемое напряжение материала трубопровода при растяжении, принимаем 160 МПа. Тогда:

Толщина стенки напорного трубопровода:

Принимаем толщину стенки 2 мм.

Толщина стенки сливного трубопровода:

Принимаем толщину стенки 2 мм.

5. ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ

Гидроаппаратура предназначена для регулирования скорости движения силового органа, поддержания заданного давления в гидросистеме при разных режимах работы гидропривода. Гидроаппаратура должна быть компактной и лёгкой, не создавать шума и вибрации при работе гидропривода. От надежности и чёткости работы гидроаппаратуры во многом зависит надёжность работы всего гидропривода.

К гидроаппаратуре относятся: напорные гидроклапаны, обратный гидроклапан, делители потока, гидрораспределители, гидродроссели, клапанные, золотниковые и крановые гидроаппараты.

5.1 Выбор гидрораспределителя

Изменение направления движения исполнительного органа гидродвигателя в гидроприводах называют реверсирование. Для осуществления реверсирования в гидроприводе применяют гидрораспределители золотникового типа, клапанные и крановые.

Наибольшее распространения получили гидрораспределители золотникового типа, у которых запорно-регулировочным элементом является золотник. Золотниковые гидрораспределители просты по устройству, многопозиционные, легко управляются, статически уравновешенны от осевых сил давления жидкости.

Для выбора гидрораспределителя необходимо выполнить условия:

-максимальный расход должен быть меньше максимального расхода распределителя.

-рабочие давления должно лежать в пределах давлений выбранного гидрораспределителя.

Принимаем гидрораспределитель с ручным управлением Р25.160-20X3,01x30, установленный на машине ЛТ-154.

Номинальный поток рабочей жидкости Q_mах=160 л/с

Номинальное давление Р=14 МПа

Потеря давления в золотнике при номинальном потоке рабочей жидкости ДР=0,3 МПа

5.2 Выбор фильтра

От чистоты жидкости, применяемой в гидроприводах, зависит качество его работы. Жидкость в гидроприводах непрерывно очищают от всевозможных загрязнений, появляющихся в процессе её циркуляции. Для этого применяют фильтры разных конструкций: сетчатые, пластинчатые, войлочные. Для рассчитываемого гидропривода принимаем пластинчатый фильтр.

Пластинчатые фильтры очищают жидкость лучше, чем сетчатые. Они изготавливаются из металлических дисков с отверстиями, прокладок и скребков. Скребки служат для очистки дисков от задержанных твёрдых частиц и восстановления фильтрующей способности фильтра. Он способен задерживать частицы размером 0,08-0,20мм в зависимости от зазора между пластинами.

Для выбора фильтра необходимо выполнить условия:

- максимальный расход должен быть меньше максимального пропускания фильтра.

- рабочее давление должно лежать в пределах давлений выбранного гидрораспределителя.

Принимаем магистральный фильтр 2.1.40-25

Номинальный диаметр 40 мм.

Номинальный поток Q=160 л/мин

Номинальная тонкость фильтрации 25 мкм.

Потеря давления при номинальном потоке рабочей жидкости ДР=0,35 МПа

5.3 Выбор дросселя

Гидродроссель- это регулирующий аппарат непрерывного действия, предназначен для снижения давления в потоке рабочей жидкости.

В дросселе размеры рабочих окон не изменяются от воздействия проходящего через них потока рабочей жидкости.

Основной характеристикой гидродросселя является зависимость расхода Q от перепада давления ДР в подводимом и отводимом потоках: Q=f(ДР).

Принимаем нелинейный золотниковый дроссель.

Для выбора дросселя необходимо выполнить условия:

- максимальный расход должен быть меньше номинального расхода дросселя.

- рабочие давления должно лежать в пределах давлений выбранного дросселя.

Принимаем дроссель Г 77-25

Номинальный поток Q = 160 л/с

Номинальное давление Р до 20 МПа

Потеря давления при номинальном потоке рабочей жидкости ДР=0,З5МПа

5.4 Выбор предохранительного клапана

Выбираем предохранительный клапан с переливным золотником. Такой клапан имеет притертый плунжер с перепускными окнами и возможность регулировки клапана на определенное давление срабатывания с помощью изменения сжатия пружины. Переливные клапаны предназначены для длительного перепуска жидкости.

Для выбора марки клапана необходимо выполнить условия:

-максимальный расход должен быть меньше максимального расхода клапана,

-рабочее давление должно лежать в пределах давлений выбранного клапана. Выбираю клапан Г52-16

Номинальный поток Q_mах до 70 л/мин

Номинальное давление Р=0.3-20МПа

Потеря давления при номинальном потоке рабочей жидкости Др при Q_min 0,4 МПа.

6. ВЫБОР НАСОСА

Производительность насоса должна обеспечивать необходимый расход для исполнительного силового агрегата и возместить потери (утечки) в зазорах гидроагрегатов. Для давлений до 10 МПа рекомендуется применение шестеренных насосов.

Принимаем шестеренный насос НШ-46У, установленный на машине ЛТ-154.

Рабочий объем q=45,7 см³

Максимальное давление Р_mах= 14 МПа

Номинальный расход Q_{н mах}=63,1 л/мин

Мощность при номинальном числе оборотов и номинальном давлении(1500 об/мин и 10 МПа) N_н=15,4 кВт

7. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ НАПОРА В ГИДРОПРИВОДЕ

Суммарные потери напора в системе:

ДР=ДР_тр=ДР_м+ДР_г ,

где ДР_тр -потери давления при трении движущейся рабочей жидкости в трубопроводах;

ДР_м-потери давления в местных сопротивлениях трубопровода;

ДР_г -потери давления в гидроаппаратуре.

Потери давления на трение

ДР_тр=,;

где г-обьемный вес рабочей жидкости, Н/м³;

л-коэффициент сопротивления трения ;

D_y-внутренний диаметр трубопровода;

V-скорость движения жидкости, на рассматриваемом участке;

l - длина рассматриваемого участка, м.

Для определения коэффициента сопротивления трения л, предварительно определяем число Рейнольдса:

R_e=,

где н-коэффициент кинематической вязкости, н=10*10^-6м²/с.

для напорного трубопровода

R_e=

для сливного трубопровода

R_e=

При числе Рейнольдса более 2300 и меньше 10000 для круглых гладких труб режим течения жидкости - переходный, при числе Рейнольдса более 10000 режим течения жидкости характеризуется как развитый турбулентный.

В напорном трубопроводе R_e=5833, режим течения переходный, коэффициент л для стальных шероховатых труб определяется по формуле:

где Д -высота выступов шероховатости, мм принимаем для стальных труб Д=0,04мм, тогда:

Для сливного трубопровода R_e=3500, режим течения жидкости переходный, сопротивление трения определяется по формуле:

где Д -высота выступов шероховатости, мм принимаем для стальных труб Д=0,04мм, тогда:

Найдем объемный вес рабочей жидкости:

г=с g=865*9,81=8,49*10³ Н/м³

Длина напорного трубопровода принимаем 4 м, сливного 4 м, тогда:

ДР_тр==Па

Потери давления в местных сопротивлениях

ДР_м=гУж_мb, ;

где ж_м - коэффициент местного сопротивления;

ж_м - для резкого поворота принимаем , ж_м=1,2;

ж_м - для колена с поворотом на 90^є , ж_м=0,75.

Принимаем местные сопротивления распределенными между напорным и сливным трубопроводом поровну, на напорной и сливной магистралях имеется по 2 поворота и по 1 колену, а коэффициенты местных сопротивлений напорного и сливного трубопроводов будут равны:

ж_м=1,2*2+0,75*1=3,15

b - поправочный коэффициент, принимаем по графику для числа Re>2300 b=1,0.

ДР_м=8,49*10³*3,15*1,0*=3,64*10⁴Па

Потери давления в гидроаппаратуре

Потери давления в гидрораспределителе: ДР_З=300 кПа=0,3 МПа

Потери давления в дросселе ДР_Д=350кПа=0,35 МПа

Потери давления в предохранительном клапане ДР_К=400кПа=0,4 МПа

Потери давления в фильтре ДР_Ф=350кПа=0,35МПа

ДР_м=0,3+0,35+0,4+0,35=1,4 МПа

Суммарные потери давления в гидросистеме:

Др=3,64*10⁴+3,64*10⁴+14*10⁵=14,7*10⁵Па

Фактическое давление в гидроцилиндре:

Р_Ф=Р-Др=10,0*10⁶-1,47*10⁶=8,53*10⁶ Па

Гидравлический КПД гидропривода:

Гидравлический КПД современных машин лежит в пределах 0,85-0,9.

Объёмные потери в системе гидропривода

Объёмные потери в гидроприводе происходят вследствие утечек жидкости через зазоры в элементах гидропривода

?Q=у_н*Р_н+у_ц*Р_ц+у_з*Р_з,

где у_н - удельная утечка жидкости в насосе, у_н= на 0,1МПа;

у_ц - в гидроцилиндре, у_ц= на 0,1МПа;

у_з - в золотнике, у_з= на 0,1МПа.

Объёмный КПД определим по формуле:

з_о=

з_о=

Механический КПД гидроцилиндра определим по формуле:

з_мц=,

где Т_тр - суммарное усилие трения в гидроцилиндре, Т_тр= 5,66 кН;

F_Ц - усилие в цилиндре при давлении Р_Ф:

F_Ц=Р_Ф

Тогда:

з_мц=

8. ОБЩИЙ КПД ГИДРОПРИВОДА

Общий КПД гидропривода определятся по формуле:

з= з_г*з_о*з_м ,

где з_г - гидравлический КПД гидропривода;

з_о - объёмный КПД гидропривода;

з_м - механический КПД гидропривода;

з=0,85*0,98*0,92=0,77

Фактическое усилие на гидроцилиндре по формуле:

F_Ф=Р_Ф

Фактическое усилие немного меньше, чем данное по заданию, следовательно, работа гидроцилиндра с рабочим усилием 70 кН не обеспечивается.

Библиографический список

1. Корпачев В. П. Основы проектирования объемного гидропривода Красноярск .СибГТУ,2000.-124 с.

2. Лебедев Н. И. Объемный гидропривод машин лесной промышленности: Учебное пособие для вузов. - 2-е изд., - М.: Лесная пром-ть,1986. - 296 с.

3. Осипов П. Е. Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод. М.: Лесная пром-ть, 1981. - 424 с.

Размещено на Allbest.ru