Курсовая работа: Расчет объемного гидропривода бульдозера

Курсовая работа: Расчет объемного гидропривода бульдозера

Министерство образования Российской Федерации

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра «Подъемно-транспортные, тяговые машины и гидропривод»

Курсовая работа

Расчет объемного гидропривода бульдозера

Вариант № 1.1

Выполнил: студент

гр. АП-03Т1 Вдовин

Проверил: Мурсеев И. М.

Омск-2007

Содержание

Введение

1. Исходные данные для расчета гидропривода возвратно-поступательного движения

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

3.2 Выбор насоса

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

3.6 Расчет гидроцилиндров

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Заключение

Список литературы

Введение

Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением.

Современный уровень развития строительного и дорожного машиностроения характеризуется широким применением объемного гидравлического привода. Широкое применение гидравлического привода объясняется целым рядом его преимуществ по сравнению с другими типами привода:

1. Высокая компактность при небольших массе и габаритных размерах гидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами механических приводных устройств той же мощности, что объясняется отсутствием или применением в меньшем количестве таких элементов, как валы, шестеренные и цепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.

2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное число может достигать 2000.

3. Небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамические свойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего цикла и повысить производительность машины, так как включение и реверсирование рабочих органов осуществляются за доли секунды.

4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее повысить коэффициент использования приводного двигателя, упростить автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.

5. Удобство и простота управления, которые обусловливают небольшую затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только отдельных операций, но и всего технологического процесса, выполняемого машиной.

6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее наиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно устанавливают у приводного двигателя, гидродвигатели – непосредственно у исполнительных механизмов, элементы управления – у пульта машиниста, исполнительные гидроаппараты – в наиболее удобном по условиям компоновки месте.

7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя, системы привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке предохранительных и переливных гидроклапанов.

8. Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений в системах насос – гидромотор и насос – гидроцилиндр.

9. Применение унифицированных сборочных единиц (насосов, гидромоторов, гидроцилиндров, гидроклапанов, гидрораспределителей, фильтров, соединений трубопроводов и др.), позволяющее снизить себестоимость привода, облегчить его эксплуатацию и ремонт, а также упростить и сократить процесс конструирования машин.

Большинство СДМ – бульдозеры и рыхлители, фронтальные погрузчики и лесопогрузчики, скреперы, автогрейдеры и грейдер-элеваторы, одноковшовые универсальные и многоковшовые траншейные экскаваторы, самоходные краны, дорожные катки, бетоноукладчики, асфальтоукладчики – имеют гидравлический привод рабочих органов.

1. Исходные данные для расчета гидропривода возвратно-поступательного движения

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

На рисунке 1 изображена принципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера.

Рисунок 1 Принципиальная гидравлическая схема подъема (опускания) отвала бульдозера

В схему входят: Б гидробак, Т –термометр, Н – насос, Ф – фильтр, КП1 и КП2 – гидроклапаны предохранительные, КО1 и КО2 – гидроклапан обратный, МН1 и МН2 - манометры , Ц1 и Ц2 – гидроцилиндр, Р – гидрораспределитель, ДР – гидродроссель .

Принцип действия гидропривода заключается в следующем.

Из гидробака Б рабочая жидкость подается насосом Н в напорную секцию распределителя Р. Четырехпозиционный золотник направляет поток жидкости в гидроцилиндры Ц1 и Ц2 подъема и опускания отвала бульдозера.

В штоковой гидролинии гидроцилиндров подъема и опускания отвала бульдозера установлен дроссель ДР с обратным клапаном КО1, который обеспечивает сплошность потока жидкости и замедление скорости опускания отвала.

При перемещении золотника распределителя вниз по схеме начинают заполняться штоковые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

При перемещении золотника распределителя вверх по схеме начинают заполняться поршневые полости гидроцилиндров Ц1и Ц2 .

Таким образом осуществляется подъем и опускание отвала бульдозера.

Температура рабочей жидкости измеряется датчиком температуры Т, а давления в сливной и напорной магистралях - манометрами МН1 и МН2. Очистка рабочей жидкости от механических примесей производится фильтром Ф с переливным клапаном КП2.

3. Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) Nгдв , кВт, определяют по формуле:

Nгдв=F ·V, (1)

где F – усилие на штоке, кН;

V – скорость движения штока, м/с.

Nгдв =100·0,3=30 кВт

Полезную мощность насоса Nнп , кВт, определяют по формуле:

Nнп= kзу ·kзс ·Nгдв , (2)

где kзу – коэффициент запаса по усилию, учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных сопротивлениях (1,1…1,2);

kзс – коэффициент запаса по скорости, учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме (1,1…1,3).

Nнп=1,1·1,1·30=36,3 кВт

3.2 Выбор насоса

Подача насоса Qн , дм3/с, определяют по формуле:

Qн = Nнп/ рном , (3)

где рном номинальное давление, МПа.

Qн = 36,3/6,3=5,76 дм3/с

Рабочий объем насоса qн , дм3/об, определяют по формуле:

qн = Nнп/( рном·nн) , (4)

где nн – частота вращения вала насоса, с-1 (nн = 1500 об/мин = 25 с-1).

qн =36,3/(6,3·25)=0,23 дм3/об

Выбираем насос НШ-250-3 по подходящим параметрам рном и qн .

По технической характеристике выбранного насоса (Таблица 1) производим уточнение действительной подачи насоса Qнд , дм3/с, по формуле:

Qнд = qнд ·nнд ·ŋоб, (5)

где qнд – действительный рабочий объем насоса, дм3/об;

nнд – действительная частота вращения насоса, с-1;

ŋоб объемный КПД насоса.

Qнд = 0,25·25·0,94 = 5,88 дм3/c

Таблица 1

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Зададимся скоростями движения жидкости /4/.

Для всасывающей гидролинии примем Vвс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролинии примем Vсл = 2 м/с.

Для напорной гидролинии примем Vнап = 6,2 м/с.

Расчетное значение диаметра гидролинии dp , м, определяется по формуле:

 (6)

Для всасывающей гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии dp вс = 79мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода dвс= 80 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии dp сл = 61 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода dсл=64 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для напорной гидролинии:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии dp нап = 35 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода dнап=40 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Действительная скорость движения жидкости Vжд , м/с, определяется по формуле:

 (7)

Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:

Для напорной гидролинии:

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя Р-40.160-20-02-30.1, /6/:

Таблица 2

Основные параметры обратного клапана типа 61500, /6/:

Таблица 3

Основные параметры предохранительного клапана прямого действия типа К31602, /6/:

Таблица 4

Основные параметры дросселей с обратными клапанами типа 63100, /6/:

Таблица 5

Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64-25, /6/:

Таблица 6

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

Таблица 7

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

 (8)

где Vжд – 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 = 9360>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь λ (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:

, (10)

Потери давления по длине гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) определяются по формуле:

 (11)

где l – длина гидролинии, м (для всасывающей l=lвс , для напорной l=lнап+lисп , для сливной l=lсл+lисп );

ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м3.

Потери давления в местном сопротивлении ∆pм , МПа, определяются по формуле:

 (12)

где ξ – коэффициент местного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1).

Потери давления в гидролинии ∆p, МПа, определяются по формуле:

∆p=∆pl + ∆pм , (13)

∆pвс =0,000023+0,0012=0,001223 МПа

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 18720>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆pм , МПа, по формуле (12), для угольника сверленного коэффициент местного сопротивления ξ=2:

Определяем потери давления в напорной гидролинии ∆p , МПа, по формуле (13):

∆pнап=0,15+0,037=0,187 МПа

Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 11712>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии ∆pl , МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆pм , МПа, по формуле (12), для штуцера присоединительного коэффициент местного сопротивления ξ=0,1:

Определяем потери давления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (13):

∆pсл=0,0034+0,00057=0,00397 МПа

3.6 Расчет гидроцилиндров

Для расчета гидроцилиндра воспользуемся расчетной схемой

Примем коэффициент

Определяем диаметр поршня D1, м, из условия обеспечения заданного усилия F по формуле:

 (14)

где F – усилие на штоке, Н.

Определяем диаметр штока d1, м, по формуле:

 (15)

Определяем диаметр поршня D2, м, из условия обеспечения заданной скорости движения штока V по формуле:

 (16)

где V – скорость движения штока, м/с.

Определяем диаметр штока d2, м, по формуле:

 (17)

Находим среднее значение диаметра поршня D, м, по формуле:

 (18)

Находим среднее значение диаметра штока d, м, по формуле:

 (19)

Примем гидроцилиндр 1.10.0.У1-160×70×400 со следующими характеристиками:

Таблица 8

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие Fд , Н, развиваемое гидроцилиндром, по формуле:

 (20)

где р2 – давление в штоковой полости, Па (р2 = ∆ рсл );

р1 – давление в поршневой полости, Па, определяется по формуле:

р1= рном - ∆рнап, (21)

р1= 6,3·106 0,187·106 = 6,113·106 Па,

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительную скорость Vд , м/с, по формуле:

 (22)

где Sэф – эффективная площадь поршня, м2, определяется по формуле:

 (23)

Сравниваем действительные и заданные параметры по относительным величинам:

 (24)

где V – заданная скорость штока, м/с.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10%.

 (25)

Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10%.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Определяем гидравлический КПД ηг гидропривода по формуле:

 (26)

Определяем гидромеханический КПД ηгмн насоса по формуле:

 (27)

где ŋн полный КПД насоса;

ŋобн – объемный КПД насоса.

Определяем гидромеханический КПД ηгм привода по формуле:

ŋгм = ŋгмн· ŋгмгц· ŋг, (28)

где ŋгмгц гидромеханический КПД гидроцилиндра.

ŋгм = 0,9·0,95·0,97 = 0,83

Определяем количество выделяемого тепла Qвыд , Вт, по формуле:

 (29)

где ŋгм гидромеханический КПД гидропривода;

kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода (kв = 0,5);

kд – коэффициент использования номинального давления (kд = 0,7).

Определяем количество тепла Qотв, Вт, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре жидкости, по формуле:

 (30)

где kтп – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м2град (kтп = 12 Вт/м2град);

tж – установившаяся температура рабочей жидкости, °С;

t0 – температура окружающего воздуха, °С;

Sб – площадь поверхности гидробака, м2;

–суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м2, которая определяется по формуле:

 (31)

где Sнап , Sвс , Sсл – площади наружной поверхности трубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м2, которые находятся по формуле:

 (32)

где di – внутренний диаметр i-го трубопровода, м;

δi – толщина стенки i-го трубопровода, м;

li – длина i-го трубопровода, м.

Согласно уравнению теплового баланса Qвыд= Qотв, тогда:

Объем гидробака V, дм3 , определяется по формуле:

 (33)

Минутная подача насоса Qнд = 352,8 дм3/мин.

Так как объем гидробака V<3Qнд (368<1058,4), то установки теплообменника не требуется.

Заключение

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы подъема (опускания) отвала бульдозера. Была выбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10% (20%). Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10% (-22,8%).

Список литературы

1. Расчет объемного гидропривода мобильных машин. Методические указания. /Сост. Н.С.Галдин.-Омск СибАДИ, 2003.-28с.

2. Задания на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева. Н.С.Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

3. Приложения к заданиям на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева. Н.С.Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

4. Основы машиностроительной гидравлики. /Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин, В.С.Щербаков.- Омск: ОмПИ, 1986.-87с.

5. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.1. Насосы и гидродвигатели: Методические указания /Сост.: Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983. -30с.

6. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.2. Гидроаппаратура: Методические указания /Сост.: Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983.-26с.