Расчет гидропривода механизмов одноковшового экскаватора

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

"Белорусский государственный университет транспорта"

Кафедра "Экология и рациональное использование водных ресурсов"

Расчет гидропривода механизма одноковшового экскаватора

Выполнил: студент группы ЗМ - 41 Н.В. Козловский

Проверил: к. т. н., доцент Вострова Р.Н.

Содержание

Введение

1. Выбор гидравлической схемы и ее описание

2. Определение мощности первичного двигателя

3. Определение параметров насосной установки

4. Определение геометрических размеров рабочего оборудования

5. Определение энергоёмкости операций и подбор силовых гидроцилиндров

5.1 Копание поворотом рукояти

5.2 Копание поворотом ковша

5.3 Подъём рабочего оборудования

6. Расчёт механизма поворота

6.1 Расчёт параметров механизма поворота

Литература

Введение

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 = 0,55м 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.

гидравлический привод одноковшовый экскаватор

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:

(2.1)

t_k = 6,3 = 6,3 = 5,16 с, (2.2)

где

q - вместимость ковша м³.

Принимаем t_k = 5,2с.

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;

b_к = 1,5q^{1/3 -} 0,26 = 1,5^{1/3 -} 0,26 = 0,97 м. (2.5)

принимаем b_к = 1м, 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.

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

3. 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; (3.1)

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 (3.2)

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.

Присоединение насоса к двигателю предусматривается через редуктор с передаточным отношением

i=n_д/n_н=1800/1500=1,2. (3.3)

4. Определение геометрических размеров рабочего оборудования

Полубаза экскаватора:

= = 1,3 м. (4.1)

где m - масса экскаватора, т.

Конструктивные размеры:

l_i = k_iB (1 ± k_в) (4.2)

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.

5. Определение энергоёмкости операций и подбор силовых гидроцилиндров

5.1 Копание поворотом рукояти

Длина рабочего хода поршня гидроцилиндра рукояти:

x_р = 1_k = 0,82 м; (5.1)

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. (5.2)

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. (5.3)

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. (5.4)

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. (5.5)

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. (5.7)

Принимаем по ГОСТ 6540-68 гидроцилиндр второго исполнения 1.2 - 140x1250.

5.2 Копание поворотом ковша

Работа копания:

А_к = kА_уд (к_н/к_р) q = 1,2^.260∙1^.0,55 = 171,6 кН∙м. (5.8)

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, (5.10)

Р_расч. = 32/2=16 МПа.

где р_mах - давление настройки предохранительного клапана

n - диапазон регулирования насоса.

Необходимый рабочий объем гидроцилиндра:

W = A_k/ (P_расчη_{п. к}) = 171,6∙10³/ (16 ∙10⁶∙0,88) = 0,0122 м³. (5.11)

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°. (5.12)

Ход поршня:

х_п = 2l₄sin (α₄/2) = 2∙0,46∙sin (117,9/2) = 0,8 м. (5.13)

Принимаем по ГОСТ 6540-68 гидроцилиндр поворота ковша с диаметром, равным диаметру гидроцилиндра рукояти 1.1-140х800.

Рабочий объем цилиндра при принятых значениях d_ц и x_п:

W' = π·d_ц²·x_п/4 = 0,785∙0,14²∙0,8= 0,0123 м; (5.14)

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 (5.15)

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. (5.16)

Угловая скорость:

ω = α_к/t_шт = 2,7/4 = 0,68 с^-1. (5.17)

5.3 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. (5.18)

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=1,95м; α_c^’ = 50⁰, α_c^’’ = 45⁰.

Параметры, определяющие величину хода поршня подъема стрелы:

Диаметр цилиндра подъема стрелы

 (5.25)

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

6. Расчёт механизма поворота

6.1 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. (6.1)

Момент сцепления ходовой части с грунтом:

М_сц = 1850m^4/3 = 1850∙13,9 ^4/3 = 61,77 кН^. м. (6.2)

Допускаемый тормозной момент:

М_т = (0,7.0,85) М_сц = 0,7∙61,77 = 43,24 к Н^. м. (6.3)

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. (6.4)

Допускаемые угловые ускорения:

при разгоне - ε_р = М_р/I = 25,94/81 = 0,32 с^-2; (6.5)

при торможении - |ε_т| = М_т/I = 43,24/81 = 0,53 c^-2. (6.6)

Угловая скорость вращения платформы в конце разгона:

 (6.7)

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; (6.8)

t_т = ω_п/ε_т = 0,774/0,53 = 1,46 с. (6.9)

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. (6.10)

Потребная мощность гидромотора:

N_гм = (М_рω_п) / (1000η_г-пn') = (25940∙0,774) / (1000∙0,9∙2) = 11 кВт, (6.11)

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

Мощность, забираемая от первичного двигателя:

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:

 (6.13)

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

Частота вращения вала гидромотора:

n_м = 30i_pω_п/π = 30∙341∙0,774/3,14 = 2522 об/мин. (6.14)

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 (6.15)

Р_к = 6,28∙25,94∙10³/ (28,1∙341∙0,965∙0,9) +0,5 = 19,6 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. (6.16)

Угловая скорость вращения платформы в конце первого этапа разгона:

 (6.17)

Фактические значения разгоняющего и тормозного моментов:

М_р = 0,159 (0,95Р_к - Р_сл) q_мi_рη_гмη_{м. п;} (6.18)

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; (6.19)

Отношение r =M_р/M_т = 24,479/32,638 = 0,75. (6.20)

Фактические угловые ускорения:

при разгоне ε_р = М_р/I = 24,479 /81 = 0,302 с^-2; (6.21)

при торможении │ε_т│=М_т/I = 32,638 /81 = 0,402 c^-2; (6.22)

Фактическая максимальная угловая скорость вращения платформы:

 (6.23)

Фактические значения времени разгона и торможения:

t_p = ω_п/ε_р = 0,74/0,302 = 2,45 с; (6.24)

t_т = ω_п/ε_т = 0,74/0,402 = 1,86 с. (6.25)

Фактическое время поворота:

t_п = t_р + t_т + t_вв = 2,45 + 1,86 + 0,4 = 4,71 с. (6.26)

Общие затраты энергии:

А_о = N_п·t_п = 7,7∙10³∙4,71 = 36,3 кДж. (6.27)

Полезные затраты:

А_пол = (Iω_п²) /2 + М_сφ_о ≈ (Iω_п²) /2 = (81∙0,74²) /2 = 22,2 кН^. м. (6.28)

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.

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