Расчет гидропривода и подбор гидрооборудования экскаватора неполноповоротного

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Поволжский государственный технологический университет

Кафедра транспортно-технологических машин

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему

Расчет гидропривода и подбор гидрооборудования экскаватора неполноповоротного

Вариант 10

Йошкар-Ола, 2017 г



Назначение и состав гидропривода погрузчика-штабелера

гидропривод экскаватор погрузчик

Экскаватор используется для большого фронта работ:

рытья котлованов, траншей, сбрасывания грунтов или в качестве грузового транспорта с применением обратной лопаты;

чистки дорог, засыпания траншей и сгребания строительного мусора при помощи отвала;

возведения насыпей, разработки забоев и погрузки на транспорт посредством лопаты.

В состав гидросистемы технологического оборудования экскаватора входят: гидропривод подъема и опускания стрелы, гидропривод подъема и опускания рукояти, гидропривод ковша,гидроприводы поворота стрелы[1].

Расчет потребляемой мощности и подбор насосов

Выбор насосов гидросистемы осуществляется по потребляемой мощности гидроприводов, зависящей от сил нагрузки и скорости выходных звеньев, а также давления в гидросистеме.

Предварительный выбор типов насосов проводится по марке рабочей жидкости и рабочему давлению в гидросистеме.

В свою очередь, рабочее давление определяется назначением машины. Поскольку в качестве прототипов используется неполноповоротный экскаватор 2621А,в соответствие с рекомендациями [1, стр. 264] выбираем давление 16 МПа. Для этих значений и для марки рабочей жидкости ВМГЗ и МГ-30 предварительно назначается тип насосов - аксиально-поршневые.

Потребляемая мощность насосов гидроприводов стрелыNс, рукоятиNр и ковшаNк,определяется по формулам[1]:

, (1)

, (2)

, (3)

где згм.н изгм.ц- гидромеханический КПД насоса и гидроцилиндра, соответственно.

Исходя из рекомендаций [1, стр. 167], принимаем для давления в гидроприводе 16 МПа згм.ц = 0,95.

Потребляемая мощность насоса гидропривода поворота стрелы [1]:

, (4)

где згм.м - гидромеханический КПД гидродвигателя поворота.

В учебном проектировании в качестве гидродвигателей поворота стрелы назначаем аксиально-поршневые гидромоторы, поскольку они являются распространенным типом гидродвигателей вращательного движения, обладая при этом высоким КПД и малым минимальным числом оборотов[1, стр. 160].

Гидромеханический КПД насоса и гидромотора рассчитываем по формулам[4]:

, , (6)

где зн, зм - полный КПД насоса и гидромотора; зоб.н, зоб.м - объемный КПД насоса и гидромотора.

Величины КПД зависят от типоразмера гидромашины, связанной, в свою очередь, с ее мощностью. Поэтому для выбора типоразмера вначале вычисляем потребляемую мощность каждого из гидродвигателейбез учета КПД:

Вт,

Вт,

Вт,

Вт,

Близкими по значению являются мощности:Nс' иNр'. Значение жеNпов'и Nк'существенно отличается от других величин. Поэтому назначаем общий насос для гидроприводов стрелы ирукояти. Отдельный второй насос назначаем для привода ковша и поворота стрелы. Обозначаем насосы, соответственно, Н1 и Н2.

Мощности насосов Н1 и Н2 рассчитываются по формулам:

Вт;

Вт;

Согласно таблице 23 [1, стр. 168] ближайшими к Nн1' значениями потребляемой мощности обладают насосы 210.20 (31,2 кВт). Ближайшей к Nн2' мощностью обладает насос НШ-6 (6 кВт).

По таблице 23 [1, стр. 168] для насосов 210.20 и НШ-4зн1 = 0,87,зоб.н1=0,95,зн2 = 0,82,зоб.н2=0,91.Для аксиально-поршневых гидромоторов поворотастрелы принимаем минимальные значения КПД: зм=зн3=0,82;зоб.м = зоб.н3 = 0,96.



Тогда: ,,

.

Тогда потребляемая мощность насосов:

Вт,

Вт,

По результатам расчета окончательно назначаем насосы:

- Н1 - 210.20: рабочий объем qн1=54,8 см3/об, номинальная частота вращенияnн1ном=1500 об/мин, максимальная частота вращения 2240 об/мин, номинальное давление 20 МПа, номинальная потребляемая мощность 31,2 кВт;

- Н2 - шестеренный насос НШ-10, рабочий объем qн1 = 10 см3/об, номинальная частота вращения вала nном = 2400 об/мин, максимальная частота вращения вала nmax = 3000 об/мин, потребляемая мощность N = 7,5 кВт;

Частота вращения вала двигателя экскаватора nдв равна 1700 об/мин, что превышает номинальную частоту вращения насоса Н1. В связи с этим привод насоса Н1 осуществляется через понижающую передачу отношением

.

Определяем эффективную мощность и подачу насосов[1, стр. 294]:

л/мин, (7)

л/мин,

Вт, (8)

Вт,

где zн1, zн2 - число насосов одного типоразмера; рн1, рн2 - давление на выходе насоса Н1 и Н2.

Разработка структурной гидравлической схемы

Рис. 1 Принципиальная гидравлическая схема:

1 - гидробак,2,3 - насосы, 4,5-гидрораспределители,6 - гидроцилиндр рукояти, 7 - гидроцилиндры стрелы, 8 - гидроцилиндр ковша, 9 - блок перепускных клапанов,

10 - гидродвигатель поворота стрелы, 11 - фильтр с переливным клапаном



Принципиальная гидросхема гидропривода экскаватора приведена на рис. 1. Насосы 2 и 3 по раздельным гидролиниям нагнетают рабочую жидкость из гидробака 1 в гидрораспределители 4 и 5.

От насоса большей производительности 2 через гидрораспределитель 4 рабочая жидкость подводится к гидроцилиндрам рукояти 6 и стрелы 7. От насоса 3 рабочая жидкость подводится к гидрораспределителю5, который управляет гидроцилиндром ковша 5 и гидромотором поворота стрелы 10.

При нейтральном положении золотников поток жидкости от насосов 2 и 3 поступает к распределителям 4 и 5 и от них возвращается в гидробак 1. При включении одного из золотников поток жидкости поступает в напорную полость, а из сливной полости сливается в гидробак 1. В связи с наличием двух независимых потоков жидкости могут быть одновременно включены гидроцилиндры стрелы 7 и гидроцилиндр ковша 8 и т. д. Таким образом, поочередным включением золотников распределителей осуществляют все технологические операции.

Выбор гидроаппаратуры

Выбор гидрораспределителей

В соответствии с предварительно составленной гидравлической структурной схемой выбираем золотниковый распределитель. Для гидропривода стрелы и рукояти с давлением 16 МПа назначаем секционный распределитель, состоящий из 2 рабочих секций, напорной и сливной секции. По таблице 39 [1, стр. 215]для расхода, равного подаче насоса Н1(80 л/мин), назначаем распределитель Р-20 с условным проходом 20 мм, номинальным расходом 100 л/мин, номинальным давлением 20 МПа и максимальным числом рабочих секций 8.

Выбор секций распределителя Р-20 осуществляем по таблице 41 (стр. 216 - 219) и соответствующей схеме на рисунках 71 (стр. 211 - 213). В качестве напорной выбираем секцию 20 (рис. 71а) с обратным и предохранительным клапанами. В качестве рабочих назначаем секции 05 (рис. 71к на стр. 212) с трехпозиционными золотниками и блоками вторичных предохранительных клапанов. В качестве сливной назначаем секцию 30 (рис. 71х на стр. 213), обеспечивающую слив жидкости в гидробак.

Для гидропривода поворота стрелы с давлением 16 МПа и расходом, равным подаче насоса Н2 (15,6 л/мин) по таблице 39 [1, стр. 215] назначаем распределитель Р-20с номинальным давлением 20 МПа и расходом 100 л/мин, одной рабочей секцией 05, напорной секцией 20 и сливной 30.

Выбор фильтра гидросистемы

Фильтр с переливным клапаном устанавливается в гидробаке и предназначен для очистки масла от абразивных частиц. Выбор фильтра производится по номинальному потоку через фильтр и давлению в гидроприводе. Для давления 16 МПа и расхода 95,6 л/мин по табл. 64 (стр. 252) выбираем линейный фильтр 1.1.32-25 с номинальным расходом 100 л/мин и номинальным перепадом давлением 0,08 МПа

Расчет потерь давления в гидроприводе и КПД гидропривода

Выбор диаметра гидролиний

Внутренний диаметр гидролиний (рукавов и трубопроводов) рассчитывается по значениям расхода и допустимой скорости жидкости.

Принимаем допустимые значения скорости потока в гидролиниях[1, стр. 272]:

- в напорной и рабочих: 4 м/с;

- в сливной: 2 м/с;

- во всасывающей: 1 м/с.

Внутренние диаметрыгидролиний, м, определяются по формуле:

, (9)

где Q - расход жидкости, м3/с; vдоп - допустимая скорость жидкости, м/с.

Расходы в напорных гидролиниях насосов Н1 и Н2 различны. Для учебного проектирования рассчитываются диаметры напорных, рабочихи всасывающих гидролиний с наибольшим расходом (в данном случае это напорная гидролиния насоса Н1). Диаметр сливных гидролиний определяется по суммарной подаче всех насосов Н1 - Н2, поскольку слив является общим.

Расчетный диаметр всасывающих гидролиний:

м.

Расчетный диаметр напорных и рабочих гидролиний:

м.

Расчетный диаметр сливных гидролиний:

м.

По таблице 16 [1, стр. 38] выбираем диаметры условного прохода гидролиний:

- всасывающих м.

- напорных и рабочих м;

- сливных м;

Уточняем скорость жидкости в гидролиниях:

м/с.

м/с.

м/с.

Расчет потерь давления в напорных, рабочих и сливной гидролиниях

Потери давления в гидролинияхУДР складываются из путевых потерь (по длине трубопроводов) УДРп и местных потерь (изменение сечения и направления потока) в гидроаппаратуре УДРм:

(10)

Путевые потери, в свою очередь, суммируются из путевых потерь в напорных, рабочих и сливных гидролиниях. В учебном проектировании потери напора рассчитываются для гидропривода с наибольшей суммарной протяженностью гидролиний или наибольшей скоростью потока. В рассчитываемой гидросистеме экскаватора наибольшей является суммарная протяженность гидролиний ковша. Наибольшая же скорость потока создается в гидроприводе стрелы. Соотношение суммарных протяженностей гидролиний стрелы и ковша: (lн+2·lк+lсл) /(lн+2·lстр+lсл) = 16/11= 1,5. Скорость жидкости в гидролиниях для учебного проектирования принимаются по гидроприводам стрелы и рукояти. Поэтому окончательно расчет потерь ведем для гидропривода ковша.

Путевые потери определяются по формуле [1]:

, (11

)

где: лн, лк и лсл- коэффициенты трения жидкости в напорной гидролинии, рабочих гидролиниях ковша и сливнойгидролинии;с- плотность жидкости, Н·с2/м4 (кг/м3);lн=2,5м, lк=5м и lсл=3,5 м - длины напорной, рабочей и сливнойгидролиний;dн=0,025м, dраб=0,025м и dсл=0,032 м -диаметры напорной, рабочей и сливнойгидролиний;vн=2,73м/с, vраб=2,73м/с и vсл=2 м/с-скорости потоков жидкости в напорной, рабочей и сливнойгидролиниях. Коэффициент 2 во втором члене формулы (9) равен числу рабочих гидролиний ковша.

Местные потери рассчитываются по формуле:

, (12)

где: он, ок и осл- коэффициенты местных сопротивлений в напорной гидролинии, рабочих гидролиниях ковша и сливной гидролинии; bн, bк и bсл- коэффициенты, учитывающие влияние вязкости жидкости на местные потери в напорной гидролинии, рабочих гидролиниях ковша и сливной гидролинии.

Коэффициенты лн, лк и лсл зависят от режима течения жидкости и значения числа Рейнольдса, определяемого по формуле:

, , (13)

где нж - кинематическая вязкость рабочей жидкости, м2/с.

Коэффициенты он, ок и осл зависят от вида местного сопротивления и приведены в задании. Значенияbн, bк и bсл зависят отчисла РейнольдсаRe. Коэффициент нжзависит оттемпературы и марки рабочей жидкости. Поскольку по заданию в гидросистеме используются жидкости МГ-30 и ВМГЗ, расчеты потерь давления и КПД гидропривода проводятся для двух сортов масел. Температура жидкости принимается равной +20°С.

Расчет потерь давления для жидкости ВМГЗ

Согласно диаграмме [1, стр. 137, рис. 41] кинематическая вязкость рабочей жидкости ВМГЗ при +20°С равна: нж=27·10-6 м2/с. Плотность жидкости ВМГЗ согласно диаграмме [1, стр. 135, рис. 40] при +20°С равна: с=850кг/м3.

Число Рейнольдса для потоков в гидролиниях равно:

- в напорной и рабочих: ,

- в сливной гидролинии: .

Значения Re соответствуют турбулентному течению жидкости. Для этого режима коэффициенты трения определяем по формулам [1, стр. 274]:

, (14)

,

Полученные значения лн, лк,лсл подставляем в формулу (11):

По диаграмме [1, стр. 275, рис. 90] для значений Re2528 и 2370 принимаем коэффициенты b: bн = bк = 1, bсл = 1.

Выбранные поправочные коэффициенты b и коэффициенты местных сопротивлений подставляем в формулу (12):

Па

Суммарные потери давления равны:

.

Результаты расчета заносим в таблицу 1.

Таблица 1 - Результаты расчета потерь давления для масла ВМГЗ при +20°С

Параметр

нж

с

лн

лзх

лсл

Reн

Reк

Reсл

bн

bзх

bсл

УДРп

УДРм

УДР

Единица измер.-я

м2/с·10-6

кг/м3

__

__

__

__

__

__

__

__

__

МПа

МПа

МПа

Значение

35

850

0,039

0,039

0,042

4265

4265

3172

1

1

1

0,078

0,034

0,112

Расчет потерь давления для жидкости МГ-30

Согласно диаграмме [1, стр. 137, рис. 41] кинематическая вязкость рабочей жидкости МГ-30 при +20°С равна: нж=140·10-6 м2/с. Плотность жидкости МГ-30 согласно диаграмме [1, стр. 135, рис. 40] при +20°С равна: с=880 кг/м3.

Число Рейнольдса для потоков в гидролиниях равно:

- в напорной и рабочих: ,

- в сливной гидролинии: .

Значения Re соответствуют ламинарному течению жидкости. Для этого режима коэффициенты трения определяем по формулам [1, стр. 274]:

, (15)

, .

Полученные значения лн, лк,лсл подставляем в формулу (11):

По диаграмме [1, стр. 275, рис. 90] для значений Re487 и 457 принимаем коэффициенты b: bн = bк = 1,9;bсл = 1,9.

Выбранные поправочные коэффициенты b и коэффициенты местных сопротивлений подставляем в формулу (12):

Па

Суммарные потери давления равны:

.

Результаты расчета заносим в таблицу 2.

Таблица 2 - Результаты расчета потерь давления для масла МГ-30 при +20°С

Параметр

нж

с

лн

лзх

лсл

Reн

Reзх

Reсл

bн

bзх

bсл

УДРп

УДРм

УДР

Единица измер.-я

м2/с·10-6

кг/м3

__

__

__

__

__

__

__

__

__

МПа

МПа

МПа

Значение

180

885

0,040

0,040

0,042

3792

3792

2820

1

1

1

0,284

0,034

0,31

Расчет КПД гидропривода погрузчика

КПД определяем для гидропривода, потери давления в котором рассчитывались в п. 7.4. Общий КПД рассчитываем произведением гидравлического, механического и объёмного КПД:

(16)

Гидравлический КПД определим по наибольшим суммарным потерям давления (то есть для жидкости МГ-30) [1]:

, (17)

где рн=рн1=рн2 - давление в гидроприводе, МПа.

Механический КПД определяется произведением механических КПД последовательно установленных: насоса Н2, распределителя Р2 и гидроцилиндра Ц3 [1]:

(18)

Механический КПД насосаНШ-10змех.н = 0,9[1, стр. 168, табл. 23]. Механический КПД распределителей змех.р = 1 [1, стр. 283]. Механический КПД гидроцилиндра принимаем равным гидромеханическому; при давлении 16 МПа: змех.ц=зг.м.ц = 0,96[1, стр. 191].

Тогда механический КПД гидропривода:

.

Объемный КПД рассчитываем так же для гидропривода захвата аналогично механическому КПД:

(17)

Объемный КПД зоб.н2 для насоса Н2 равен 0,92.

Значения объемного КПД распределителя зоб.р и гидроцилиндра зоб.ц принимаем равными 1, поскольку утечки в гидроаппаратуре и гидроцилиндрах намного меньше потерь в насосах и при расчетах ими можно пренебречь [1].

Тогда объемный КПД гидропривода равен:

.

Общий КПД гидропривода:

.

Гидромеханический КПД гидропривода рассчитываем по формуле:

(18)

Результаты расчетов заносим в таблицу 3.

Таблица 3 - Результаты расчета КПД гидропривода при +20°С

КПД	Механический	Гидравлический	Объемный	Гидромеха-нический	Общий
Значение	0,86	0,98	0,92	0,84	0,73

Расчет и подбор гидродвигателей

Выбор гидроцилиндров

Выбор размеров гидроцилиндров - диаметра гильз цилиндров и ходов штока, - производится по усилию на штоке и давлению в гидроприводе.

В соответствии со структурной схемой на рисунке 1 при рабочем ходе поршневые полости гидроцилиндров Ц1 - Ц3подключаются к соответствующим насосам Н1, Н2. Тогда требуемая суммарная площадь поршневых полостей гидроцилиндров Ц1, м2:

м2, (19)

где зг.м.с=зг.м.р=зг.м.зх=зг.м.повзх=зг.м.пов=зг.м.=0,84;рн1 выражается в Па.

Расчетный диаметр гильзы гидроцилиндров Ц1 определяем по известной формуле:

м2, (20)

где zс = 2 - число гидроцилиндров стрелы.

По таблице 36[1, стр. 195] выбираем диаметр гильзы гидроцилиндра Ц1 Dс = 70 мм. В соответствии с рекомендациями [1, стр. 190] принимаем значение шс = шкв = 1,65. По таблице 36 [1, стр. 195] диаметр штока гидроцилиндра Ц1 dс = 40 мм, Fс=0,00385м2, fс=0,00240м2.

Требуемая площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц2 рукояти, м2:

м2.

Расчетные диаметры гильз гидроцилиндров Ц2 рукояти:



м2

Требуемая площадь поршневой полости гидроцилиндра Ц3ковша, м2:

м2.

Расчетные диаметры гильз гидроцилиндров Ц3ковша:

м2

По таблице 36 [1, стр. 195] принимаем Dр = 70 мм, dр = 40 мм; Fр=0,00385м2, fр=0,00240м2, Dк = 80 мм, dк = 50 мм; Fк=0,0050м2, fк=0,00303м2.

Выбор гидромотора поворота стрелы

Выбор гидромотора производим по требуемой мощности приводов Nпов=270 Вт.Согласно таблице 23 [1, стр. 168]гидромоторами с минимальной мощностью являются 210.12 (9,8 кВт, рабочий объем qм = 11,6 см3, зоб.м = 0,96).

Заданные угловые скоростищпов=1,3 с-1намного меньше минимальной угловой скорости гидромоторов[1]. Поэтому гидромотор поворота соединяем с выходными звеньями посредством понижающих передач. Одним из распространенных типов передач в экскаваторах является зубчатая передача. Передаточное отношение iрассчитываем, исходя из заданной угловой скорости выходных звеньев и расхода в гидроприводе:

, (20)

где nм - частота вращения вала гидромотора, об/с; щм - угловая скорость гидромотора, с-1. Частота вращения гидромотора:

, (21)

где zм - число одновременно включенных гидромоторов (zм = 1).

Тогда требуемое передаточное отношение для поворота стрелы:

(22)

По табл. 23[1, стр. 168] выбираем гидромотор210.12.

Производим пересчет угловой скорости поворота:

с-1, (23)

Производим проверочный расчет крутящего момента, развиваемого гидромоторами:

Н·м,

где зр - КПД понижающей передачи, принимаемый равным 0,9.

Поскольку расчетный крутящий момент превышает заданный, для его снижения ограничиваем давление в гидроприводах поворота стрелы значениями:

МПа, (30)

Данное значение служит для настройки перепускных клапанов (рисунок 1).

Составление принципиальной гидравлической схемы экскаватора

Принципиальная гидравлическая схема экскаватора составляется на основе структурной схемы, представленной на рисунке 1, в которой упрощенные обозначения элементов заменяются подробными схемами, отражающими их состав и принцип действия.

Составленная схема приведена на рисунке 2.

Рис. 2 Принципиальная гидравлическая схема

Условные обозначения на схеме:

Н1 - насос 210.20; Н2 - насос НШ-10; Р1 - гидрораспределитель Р-20; Р2 - гидрораспределитель Р-20; БПК - блоки перепускных и подпиточных клапанов; Ц1 - гидроцилиндры рукояти ГЦ 70*40;Ц2- гидроцилиндры стрелы ГЦ 70*40; Ц3 -гидроцилиндр ковша ГЦ 80*50;М - гидромотор поворота стрелы 210.12;Ф - линейный фильтр1.1.32-25; Б -гидробак.

Насос Н1 приводится в действие от двигателя через редуктор с передаточным отношением 1,1; вал насоса Н2 вращается от двигателя без понижения. Гидроцилиндр Ц1 рукояти стрелы, гидроцилиндры стрелы подключены к насосу Н1 через секционный распределитель Р1. Гидромотор поворота стрелы М и гидроцилиндр ковша подключены к насосу Н2 через секционный распределитель Р2.

Для защиты гидромотораМ и их рабочих гидролиний от перегрузок при переводе золотников в нейтральную позицию защитную функцию выполняют блоки перепускных клапанов БПК, установленные перед гидромотором М поворота стрелы. Помимо защиты М и их рабочих гидролиний от инерционных перегрузок, БПК также предотвращают кавитацию в напорных полостях гидромотора М.

Гидросистема погрузчика работает следующим образом.

При нейтральном положении золотников поток жидкости от насосов Н1 и Н2 поступает к распределителям Р1 и Р2 и от них возвращается в гидробак Б. При включении одного из золотников поток жидкости поступает в напорную полость, а из сливной полости сливается в гидробак Б. В связи с наличием двух независимых потоков жидкости могут быть одновременно включены гидроцилиндр Ц1 и гидромотор поворота стрелы М. Таким образом, поочередным включением золотников распределителей Р1 и Р2 осуществляют все технологические операции.



Литература

1. Каверзин, С.В. Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин: Учеб. пособие / С.В. Каверзин. - Красноярск: ПИК «Офсет», 1997. - 384 с.

2. Погрузчик-штабелер ЛТ-72Б // Официальный сайт ПАО «Абаканский опытно-механический завод» (http://aomz-abakan.ru/?page_id=135). Просмотрено: 03.02.2017.

3. Блоки обратно-предохранительных клапанов // Официальный сайт компании «Psm-Hydraulics» (http://www.psm-hydraulics.ru/catalog/gidroklapannayaapparatura/bloki_klapanov/product-38.html).Просмотрено: 02.02.2017.

Размещено на Allbest.ru