Технологический процесс изготовления вала

Технологический процесс изготовления вала

Введение

гидравлический насосный гидроцилиндр двигатель

Основным типом машин для производства земляных работ и перемещению грузов являются одноковшовые экскаваторы и краны с гидравлическим приводом. По сравнению с канатным приводом они имеют ряд преимуществ конструктивного, технологического и экономического характера.

С конструктивной точки зрения гидропривод позволяет реализовать большие передаточные числа от ведущего звена источника энергии к рабочим механизмам и органам машин без применения громоздких и сложных по кинематике устройств; обеспечить простое преобразование вращательного движения в поступательное; иметь независимое расположение источника энергии и рабочих механизмов, а также осуществлять удобное и независимое регулирование скоростей рабочих движений в широком диапазоне.

С технологической точки зрения улучшаются условия заполнения ковша при копании на большой глубине за счёт возможности реализовать большие усилия копания, а также за счет поворота ковша относительно рукояти в конце процесса копания. Это способствует повышению производительности экскаватора.

Экономические преимущества являются следствием конструктивных и технологических преимуществ, которые позволяют в конечном итоге повысить темпы строительных и других видов работ и снизить стоимость разработки грунта или перемещения груза.

Указанные преимущества гидравлического привода обусловили широкое его распространение в машинах различного назначения, и в первую очередь, в землеройных. Поэтому успешная эксплуатация таких машин требует достаточно высокого уровня подготовки по гидравлическим приводам. Этой цели и служит предусмотренная учебным планом курсовая работа по проектированию гидравлической системы одноковшового экскаватора.

Исходные данные: q = 0,55 м ³;

Рабочее оборудование - обратная лопата

1. Выбор гидравлической схемы и ее описание

Применяемые схемы подразделяются на одно- и многопоточные. Однопоточные схемы находят применение только на неполноповоротных экскаваторах вместимостью ковша до 0,3 м^3.

С целью сокращения продолжительности цикла путём совмещения рабочих операций принимаем двухпоточную систему.

Схемой предусматривается возможность работы с обратной лопатой, погрузчиком и грейфером. В состав её входят два насоса, два гидрораспределительных блока, гидрораспределители поворота грейфера и следящей системы поворота колес, гидромоторы поворота платформы и передвижения экскаватора, а также гидроцилиндры: рукояти, стрелы, ковша обратной лопаты, поворота грейфера и поворота колес.

Основные механизмы приводятся в движение от двухсекционного автоматически совместно регулируемого аксиально-поршневого насоса. Второй насос (шестеренный, нерегулируемый) используется для питания гидроцилиндров поворота грейфера и поворота колес.

От секций А и Б насоса рабочая жидкость параллельными потоками подается в гидрораспределительные блоки соответственно и от них на питание гидродвигателей. Исключение составляет рабочая секция Р7, имеющая раздельное от всех остальных секций питания за счет использования промежуточной секции.

Включение в действие того или иного механизма экскаватора производится с помощью соответствующих трехпозиционных золотников. В положении, показанном на рисунке, все золотники находятся в нейтральном положении. В этом случае обе секции насоса подают полный поток к гидрораспределительному блоку. При включении любого из золотников гидрораспределительного блока потоки жидкостей от секций А и Б разъединяются и питание блока производится только от насоса Б.

Полный поток может подаваться также и в гидроцилиндр рукояти при приведении его в действие от гидрораспределительной секции Р7. Но при необходимости совмещения операций он может быть включен и через золотник секции РЗ. В этом случае потоки разъединяются и это дает возможность совмещать движение рукояти с движением стрелы или же ковша обратной лопаты.

При работе с грейфером рабочие гидролинии резервной секции Р2 используются для управления гидроцилиндром подъема (опускания) верхней части составной стрелы, секция Р6 - для управления гидроцилиндром челюстей грейфера, а гидрораспределитель поворота грейфера - для управления гидроцилиндром поворота грейфера.

Слив рабочей жидкости в бак от всех гидродвигателей производится через золотник. С помощью этого золотника поток может направляться либо в охладитель, если в этом имеется надобность, либо минуя его на параллельно установленные фильтры.

При их засорении поток может перепускаться через предохранительные клапаны в бак мимо фильтров.

Число фильтров, установленных в сливной линии, определяется необходимостью обеспечить минимальное сопротивление движению жидкости.

Напорные гидролинии обеих секций насоса 1 и насоса 13 защищены от давлений, превышающих допускаемые, с помощью предохранительных клапанов. Кроме того, в напорных гидролиниях секций А и Б насоса 1 установлены еще и обратные клапаны.

В рабочих гидролиниях моторов, а также гидроцилиндров установлены предохранительные и обратные клапаны. Первые из них служат для защиты по допускаемому давлению. Через вторые может осуществляться подпитка или же перепуск рабочей жидкости из одной гидролинии в другую при срабатывании предохранительного клапана.

Для контроля настройки предохранительных клапанов в напорных гидролиниях установлен манометр, который поочередно может подключаться к напорным линиям секций А и Б насосов. В сливной гидролинии давление может контролироваться с помощью манометра.

2. Определение мощности первичного двигателя

Мощность первичного двигателя определяется из условия обеспечения процесса копания с заданной скоростью.

Максимальную продолжительность копания определяем по формуле:

t_k = 6,3 = 6,3 = 5,16 с,

где q - вместимость ковша м³.

Принимаем t_k = 5,2 с.

Параметры, определяющие энергоемкость копания, принимаем следующими:

А_уд = 2,2 Н^.м/м³;

к_н/к_р = 1,0;

η_сум = 0,56;

к_вых = 0,9;

к_н = 0,85.

где А_уд - удельная энергоемкость, А_уд = (2,2-2,5)∙10³ Н∙м/м³;

к_н/к_р - отношение коэффициента наполнения к коэффициенту разрыхления;

η_сум - расчетный суммарный коэффициент полезного действия привода и рабочего оборудования (η_сум = 0,52-0,64 - при использовании насосов с регуляторами мощности);

к_вых - коэффициент снижения выходной мощности двигателя;

к_н - коэффициент использования мощности насосной установки.

Мощность двигателя из условия заполнения ковша за заданное время

N_e = (A_удqк_н 10^-3)/(t_kη_сумк_выхк_рк_н);

N_e = (2,2∙10⁵·0,55∙10^-3)/(5,2∙0,55∙0,9∙0,85) = 55,3 кВт.

Радиус ковша определяем по формуле:

или

R_k = (1,5-1,6) = 1,55 = 1,17 м;_к = 1,5q^1/3 - 0,26 = 1,5^1/3 - 0,26 = 0,97 м. (2.5)

принимаем b_к = 1 м, R_k = 1,2 м.

где R_k - радиус окружности, описываемой лезвием среднего зуба, м;

b_k - ширина режущей кромки ковша.

Максимальная сила копания

Масса экскаватора:

m = Р _mах/μg = 95,79/0,7∙9,81 = 13,9 т.

где Р_max - максимальное горизонтальное усилие, возникающее при работе экскаватора;

μ - коэффициент сцепления ходового устройства с грунтом, μ = 0,7.

Принимаем двигатель СМД - 14Н, для него: N_е = 59 кВт и n = 1800 об/мин.

Удельный эффективный расход топлива q = 0,252 кг/кВт∙ч

Масса m = 675 кг

. Определение параметров насосной установки

Принимаем: Р_н = 20 МПа; насоса η_н = 0,85; η_п.н = 0,9; Р_mах = 32 МПа; Р_{max p} = 0,9∙32 = 29 МПа; диапазон регулирования n = 2,0.

Подача насосной установки:

при насосах постоянной подачи:

Qн = (60N_eη_п.н.η_н)/р_н = (60∙59∙0,9∙0,85)/20 = 135,4 л/мин;

при насосах переменной подачи:

Qн = (60nN_eη_п.н.η_н)/Р_{mах р} = (60∙2∙59∙0,9∙0,85)/29 = 187 л/мин

Принимаем регулируемый сдвоенный аксиально - поршневой насос типа 223.20…156. Для него Q =156,2 л/мин; р_н = 20 МПа; р_mах = 32 МПа; n_н=1500 об/мин.

i=n_д/n_н=1800/1500=1,2. (3.3)

4. Определение геометрических размеров рабочего оборудования

Полубаза экскаватора:

= = 1,3 м

где m - масса экскаватора, т.

Конструктивные размеры:

l_i = k_iB (1 ± k_в)

где l - искомый размер;

к_i - относительный коэффициент;

В-полубаза, м;

k_в - коэффициент вариации.

Длина рукояти 1_р = 1,5. 1,3 = 1,95 м;

Длина стрелы 1_с = 1,64. 1,3 = 2,13 м;

Радиус ковша R_k = 0,89. 1,3 = 1,16 м;

Высота пяты стрелы у_о = 1,22. 1,3 = 1,59 м;

Расстояние от пяты стрелы

до оси поворота платформы х_о = 0,32. 1,3 = 0,42 м;

Высота шарнира поворота стрелы y_с = 0,93. 1,3 = 1,21 м;

Расстояние от шарнира поворота стрелы

до оси поворота платформы x_с = 0,67. 1,3 = 0,87 м;

Расстояние от пяты стрелы до

шарнира штока цилиндра стрелы l₁ = 1,5. 1,3 = 1,95 м;

Расстояние от шарнира штока цилиндра

стрелы до оси поворота рукояти l₂ = 2,32. 1,3 = 3,01 м;

Длина консоли рукояти l_к = 0,49. 1,3 = 0,64 м;

Расстояние между шарнирами l₃ = 0,24. 1,3 = 0,31 м;

l₄ = 0,35. 1,3 = 0,46 м;

l₅ = 0,35. 1,3 = 0,46 м;

l₆ = 0,27. 1,3 = 0,35 м;

Расстояние от пяты стрелы до

шарнира цилиндра поворота рукояти l₇ = 2,34. 1,3 = 3,04 м

Угол излома стрелы Δ = 23∙1,3= 30⁰.

. Определение энергоёмкости операций и подбор силовых гидроцилиндров

Копание поворотом рукояти

Длина рабочего хода поршня гидроцилиндра рукояти:

x_р = 1_k = 0,82 м;

Принимаем: v_шт = 0,25 м/с; ψ = 1,65.

Минимальное время копания:

t_min = (ψ·x_р)/v_шт = (1,65 ∙ 0,82)/0,25 = 5,4 с.

где ψ - отношение площади и полости цилиндра F₁ к площади штоковой полости F₂.

Работа копания поворотом рукояти:

А_р = А_уд ·q· (к_н/к_p) = 260∙0,55 = 143 кН∙м

где А_уд - удельная работа копания, Ауд = 200…280 кН∙м/м³;

q - ёмкость ковша, м³;

k_н и k_р - коэффициенты наполнения и разрыхления, k_н /k_р = 1,0;

Расчётное давление в гидросистеме при насосах переменной подачи:

Р_расч = Р_{mах р}/n = 3/2 = 16 МПа

где р_mах - давление настройки предохранительного клапана;

n - диапазон регулирования насоса.

Площадь поршневой полости гидроцилиндра:

F₁ = A_p/(P_расч·x_p·η_р.о) = 143∙10³/(16∙10⁶∙0,82∙0,85) = 0,0128 м²

Диаметр цилиндра:

 (5.6)

d_ц

Полный ход поршня:

x_р.п = 2·l_k·sin(φ_p/2) = 2∙0,82∙sin (100/2) = 1,25 м

Принимаем гидроцилиндр второго исполнения 1.2 - 125x1250.

Копание поворотом ковша

Работа копания:

А_к = kА_уд(к_н/к_р) q = 1,2^.260∙1^.0,55 = 171,6 кН∙м

где k - коэффициент, учитывающий отношение полного угла поворота ковша к рабочему углу его поворота при наполнении, k = 1,2-1,3.       

Максимальное усилие копания:

P_max = (0,95A_удq)/R (5.9)

Р_max = (0,95∙ 260∙0,55)/1,2 = 113,2 кН,

где R_k - радиус окружности, описываемой лезвием среднего зуба, м.

Расчетное давление в гидроцилиндре:

р_расч = p_max/n,

Р_расч. = 32/2=16 МПа.

где р_mах - давление настройки предохранительного клапана

n - диапазон регулирования насоса.

Необходимый рабочий объем гидроцилиндра:

где η_п.к. - коэффициент полезного действия механизма поворота ковша, включая коэффициент полезного действия гидроцилиндра.

Полный угол поворота ковша:

α_к = 155°.

Угол поворота звена l₄:

α₄ = α_к (l₆/l₄) = 155 (0,35/0,46) = 117,9°

Ход поршня:

х_п = 2l₄sin(α₄/2) = 2∙0,46∙sin (117,9/2) = 0,8 м

Принимаем гидроцилиндр поворота ковша с диаметром, равным диаметру гидроцилиндра рукояти 1.1-125х800.

Рабочий объем цилиндра при принятых значениях d_ц и x_п:

W' = π·d_ц²·x_п/4 = 0,785∙0,125²∙0,8= 0,0123 м

W' ≥ W.

,0123>0,0122

Скорость движения штока при номинальной подаче обеими секциями насоса:

v_шт = (4Q η₀)/(π·d_ц²) = (4∙156,2∙10^-3.0,96) /(60∙3,14∙0,125²) = 0,2 м/с

где Q_н - номинальная подача насоса;

η₀ - объёмный коэффициент полезного действия системы от насоса до гидроцилиндра, η₀ = 0,96.

Угол поворота ковша в рад:

α_к = 155/57,3 = 2,7 рад.

Время перемещения штока:

t_шт = x_п/v_шт = 0,8/0,2 = 4 с

Угловая скорость:

ω = α_к/t_шт = 2,7/4 = 0,68 с^-1

Подъём рабочего оборудования

Работа, затрачиваемая на подъём рабочего оборудования.

А_с = 380∙10³ Н∙м.

Принимаем z=2, Р_расч ⁼ 32/2 = 16 МПа, η_с.м = 0,8.

Рабочий объем гидроцилиндров подъема стрелы:

W =А_с/Р_рас Z η_с.м =380^.10³/(16∙10^6.2∙0,8) = 0,0148 м³

где Р_расч - расчётное давление рабочей жидкости;

η_с.м-коэффициент полезного действия стрелоподъёмного механизма, η_с.м=0,8;

z - число цилиндров (обычно z = 2).

Из расчета геометрических размеров рабочего оборудования имеем: х_с=0,87 м; у_с=1,21 м; х_о=0,42 м; у_о=1,59 м; ОА=l₁=1,95 м; α_c^’ = 50⁰, α_c^’’ = 45⁰.

Параметры, определяющие величину хода поршня подъема стрелы:

гидравлический насосный гидроцилиндр двигатель

Диаметр цилиндра подъема стрелы

Принимаем цилиндр и гидроцилиндр d ^x S=160 ^x900 по ГОСТ6540-68.

6. Расчёт механизма поворота

Расчёт параметров механизма поворота

Выбираем открытую схему с насосами, автоматически регулируемыми по суммарному давлению. Во время поворота платформы поток от одного насоса используется для питания гидромотора поворота, другой насос в это время может питать один из гидроцилиндров рабочего оборудования.

Исходные данные: подача насоса Q_{н. max} = 78,1 л/мин; номинальное давление насоса Р_н = 20 МПа; угол поворота платформы φ₀ = 90⁰; диапазон регулирования насоса n' = 2.

Момент инерции платформы:

I = 1000m^5/3 = 1000∙13,9^5/3 = 81 кН^.м∙с²

Момент сцепления ходовой части с грунтом:

М_сц = 1850m^4/3 = 1850∙13,9 ^4/3 = 61,77 кН^.м

Допускаемый тормозной момент:

М_т = (0,7…0,85) М_сц = 0,7∙61,77 = 43,24 к Н^.м

Принимаем коэффициент снижения разгоняющего момента по отношению к тормозному r = М_р/М_т = 0,6 и находим значение разгоняющего момента:

М_р = r·М_т = 0,6∙43,24 = 25,94 кН^.м

Допускаемые ускорения:

при разгоне - ε_р = М_р/I = 25,94/81 = 0,32 с^-2

при торможении - |ε_т| = М_т/I = 43,24/81 = 0,53 c^-2

Скорость вращения платформы в конце разгона:

где φ₀ - угол поворота платформы, принимаемый 1,57 рад (90⁰).

Время разгона и торможения:

t_p = ω_п/ε_р = 0,774/0,32 = 2,42 с

t_т = ω_п/ε_т = 0,774/0,53 = 1,46 с

Время включения и выключения t_вв = 0,35…0,4 с. Принимаем t_вв = 0,4 с.

Время поворота:

t_п = t_p + t_т + t_вв = 2,42 + 1,46 + 0,4 = 4,28 с

Потребная мощность гидромотора:

N_гм = (М_рω_п)/(1000η_г-пn') = (25940∙0,774)/(1000∙0,9∙2) = 11 кВт

где η_г-п = КПД передач от вала гидромотора до поворотного круга.

Мощность, забираемая от первичного двигателя:

N_п = (rМ_рω_п)/(1000η_сn') = (0,6^.25940∙0,774)/(1000∙0,78∙2) = 7,7 кВт

где η_с = η_гм·η_мп - суммарный КПД механизма поворота, включающий гидромеханический КПД гидромотора η_гм и КПД механических передач от вала гидромотора до поворотного круга η_г-п.

По величине потребной мощности выбираем гидромотор аксиально-поршневой нерегулируемый типа 210.16.28, имеющий следующие паспортные данные: рабочий объем q_m = 28,1 см³; давление на выходе: номинальное - 20 МПа, максимальное - 32 МПа; частота вращения: номинальная - 1920 об/мин; максимальная - 4000 об/мин; номинальный расход - 56,8 л/мин; номинальная эффективная мощность - 16,2 кВт; гидромеханический КПД - η_гм = 0,965; полный КПД -0,92.

Передаточное отношение механической передачи:

где η_о - объемный КПД гидропередачи от насоса до гидромотора (включая насос, гидромотор и трубопроводы).

n_м = 30i_pω_п/π = 30∙341∙0,774/3,14 = 2522 об/мин

Сравнивая частоту вала гидромотора с максимальной, имеем:

n_м = 2522 об/мин < 4000 об/мин.

Давление настройки предохранительных клапанов:

Р_к = 6,28М_р/(q_мi_pη_гмη_мп) +р_сл

Р_к = 6,28∙25,94/(28,1∙341∙0,965∙0,9) +0,5 = 20 МПа.

где η_гм - гидромеханический кпд гидромотора;

η_мп - кпд механической передачи от гидромотора до поворотного круга;

р_сл - давление в сливной магистрали за гидромотором, р_сл = 0,5-1,5 МПа.

Проверяем выполнение условия Р_к/Р_max = 0,6…0,8:

Р_к/Р_max = 20/32 = 0,63 - условие выполняется.

Подача насоса при давлении настройки предохранительных клапанов:

Q₀ = 60N_гм/(Р_кη_гм) = 60∙11/(20∙0,965) = 34,19 л/мин

Скорость вращения платформы в конце первого этапа разгона:

Фактические значения разгоняющего и тормозного моментов:

М_р = 0,159 (0,95Р_к - Р_сл) q_мi_рη_гмη_м.п;

М_р = 0,159·(0,95∙20 - 0,5)·28,1∙341∙0,965∙0,9 = 24,479 кН^.м;

М_т = М_р/(η_гм·η_м.п)² = 24,479/(0,965∙0,9)² = 32,638 кН^.м

r =M_р/M_т = 24,479/32,638 = 0,75

Фактические ускорения:

при разгоне ε_р = М_р/I = 24,479 /81 = 0,302 с^-2

при торможении │ε_т│=М_т/I = 32,638 /81 = 0,402 c^-2

Фактическая максимальная скорость вращения платформы:

Фактические значения времени разгона и торможения:

t_p = ω_п/ε_р = 0,74/0,302 = 2,45 с_т = ω_п/ε_т = 0,74/0,402 = 1,86 с

Фактическое время поворота:

t_п = t_р + t_т + t_вв = 2,45 + 1,86 + 0,4 = 4,71 с

Общие затраты энергии:

А_о = N_п·t_п = 7,7∙10³∙4,71 = 36,3 кДж

Полезные затраты:

А_пол = (Iω_п²)/2 + М_сφ_о ≈ (Iω_п²)/2 = (81∙0,74²)/2 = 22,2 кН^.м

Литература

1. Беркман И.Л. Одноковшовые строительные экскаваторы. - М., 1986.

. Щемелев А.М. Проектирование гидропривода машин для земляных работ. - Могилёв, 1995.

. Проектирование машин для земляных работ, под ред. А.М. Холодова. - Харьков, 1986.

. Смоляницкий Э.А., Перлов А.С., Королёв А.В. Рабочее оборудование одноковшовых полноповоротных гидравлических экскаваторов. Обзор. - М.; ЦНИИТЭСтроймаш, 1971.

5. В.А. Абрамович, В.А. Довгяло. Расчет гидропривода механизмов одноковшового экскаватора. Пособие к курсовой работе по дисциплине «Гидравлика и гидравлические машины». - Г., 2003.