Гидропривод универсального одноковшового экскаватора

Гидропривод универсального одноковшового экскаватора

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

.        Расчет объемного гидропривода

3.1      Определение мощности гидропривода и насоса

3.2     Выбор насоса

.3       Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

.4       Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

.5       Расчет потерь давления в гидролиниях

.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.

.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; - скорость движения штока, м/с.

N_гдв =FV=40×0,45=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 ×k_3v× 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_зу× k_3v× N_raB=1,2×1,2×18=25,9 кВт

Зная необходимую полезную мощность насоса, определяемую по формуле (2), и учитывая, что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью NН_n =рном× 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:

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

) Давление на выходе из насоса:

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

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

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

) Давление на входе в насос:

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

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

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

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

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

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

) Частота вращения:

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

б) максимальная:

. 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:

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

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

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

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

) Крутящий момент гидромотора:

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

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

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

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

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

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

) Характеристика рабочей жидкости:

. температура:

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

б) максимальная………………………………………………………+75 ˚С

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

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

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

) 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_HД×nНД×ηоб, (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); ηоб - 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_HД×nНД×ηоб=0,056×25×0,95=1,33 дм³/с

.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 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:

.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя ГГ332, [5]:

Таблица 1

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

Таблица 2

Основные параметры дросселя с обратным клапаном 62800 [5]

Таблица 3

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

Таблица 5

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

Таблица 6

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;

λ-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):

λ = 75/Re; (10)

б) для турбулентного режима (Re >2320)

λ= (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;

ν - 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 λ (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:

λ=

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 ξ - 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):

λ=

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 ξ=2, для присоединительного штуцера ξ=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 ξ=0,1; для плавного колена под углом 90˚ коэффициент местного сопротивления ξ=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 φ= d/ D=0,7

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

D= D1=, (15)

D==0,052 м

Определяем диаметр штока d= φ ∙ 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;

φ - коэффициент, φ= 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

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= π/4(D-d²)

Sэф= π/4(D-d²)=

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.

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

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

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