Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ ИНСТИТУТ

(ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Кафедра «Гидропривод и гидропневмоавтоматика»

Курсовая работа по дисциплине

«Расчет гидросистемы автопогрузчика»

Вариант №13

Выполнил: Осипова Ю.А.

Группа: 5МВТ

Проверил: Домогаров А.Ю.

МОСКВА 2011г.

Оглавление

• 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
• 2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ СХЕМА
• 3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
• 4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРА ПОДЪЕМА ГРУЗА
• 5. РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА НАКЛОНА
• 6. ВЫБОР НАСОСА ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМЫ
• 7. ВЫБОР МАРКИ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
• 8. РАСЧЕТ ГИДРОЛИНИЙ
• 9. ПОДБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ
• 10. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОЛИНИЯХ
• 11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СПРОЕКТИРОВАННОЙ ГИДРОСИСТЕМЫ
• 12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СПРОЕКТИРОВАННОЙ СИСТЕМЫ
• 13. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
• 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
• привод гидравлический насос цилиндр
• Вес груза:
• Скорость подъема груза:
• Скорость наклона груза:
• Высота подъема груза:
• Сила трения в направляющих между неподвижной и подвижной рамами:
• Вес каретки:
• Вес подвижной рамы:
• Вес неподвижной рамы:
• Размеры:
• Максимальный угол наклона рамы вперед:
• Максимальный угол наклона рамы вперед:
• Угол наклона оси гидроцилиндра:
• Номинальное давление:
• Давление слива:
• Коэффициент полезного действия полиспаста

• 2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ СХЕМА
• Рис. 1 Гидравлическая схема автопогрузчика

3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Нагрузка на гидроцилиндр подъема Р₁.

где = 0.78 - КПД блоков.

Скорость перемещения штока в гидроцилиндре подъема.



Нагрузка на гидроцилиндр при наклоне вперед .

Нагрузка на гидроцилиндр при наклоне назад.

Усилие на штоке одного гидроцилиндра

Скорость перемещения штока равна заданной скорости наклона

4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРА ПОДЪЕМА ГРУЗА

Движущая сила, необходимая для подъема груза

из данной формулы находим диаметр поршня

где - гидромеханический КПД цилиндра.

по ГОСТ 12447-80 получаем D_1n=140мм.

Фактическое усилие на плунжере с учетом сил трения

F_тр

F₁

F₂

F₃

V

Рис. 2 Силы, действующие на плунжер

F_тр= F₁+ F₂+ F₃

F1 - силой трения покоя пренебрегаем.

F2 - сила жидкостного трения (силы сопротивления, пропорциональные скорости перемещения)

F3-сила сухого трения

,



где K_v- градиент сил жидкостного трения, определяется экспериментально (K_v=(0,15…..0,2)10² Н.с/м ).

F₃- силы сопротивления независящие от трения

f_тр- коэффициент трения резины по стали f_тр=0,06

F - площадь контакта (манжеты и уплотняемого элемента) на которую давит давление p.

Применяем манжеты 1-140х120-1 и 1-160х140-1 по ГОСТ1896-84

Силу сухого трения рассматриваем для каждой манжеты. Принимаем, давление, действующее на первую манжету за 100%, на вторую манжету за 70%, на третью манжету -20%.

b1=b2=b3=0.010м

где : b- ширина выбранных вами манжет, d_м- диаметр манжет ( тот который трется).

F_тр= 1.02+ 6264=6265Н

Определение механического коэффициента полезного действия плунжерного цилиндра - _дм1.



=0.97

Общий коэффициент полезного действия гидроцилиндра подъёма -_д1.

д1=0.99*0.97*1=0.97

_до1- объёмный КПД для гидроцилиндров с манжетным уплотнением (0,98…1), пренебрегаем утечками в гидроцилиндре, _до1=1.

_дг1- гидравлический КПД гидроцилиндра _дг1=1.

Определение расхода необходимого для обеспечения заданной скорости подъёма груза при выбранном гидроцилиндре.

5. РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА НАКЛОНА

При наклоне вперед:

Рис. 3 Гидроцилиндр наклонен вперед



Гидроцилиндров наклона два. Размеры цилиндров определяются из условия

;

принимаем КПД двигателя наклона механический _дм= 0,95.

Тогда

м
При наклоне назад :

В этом случае давление подается в штоковую полость.

Рис. 4 Гидроцилиндр наклонен назад

Расчет диаметра штока короткоходовых гидроцилиндров ведут из условия прочности его на сжатие или растяжение

м

где - допустимое напряжение для стали =12010⁶ .

Диаметр поршня при наклоне мачты назад будет равен

м

Поскольку наиболее неблагоприятный вариант нагрузки на цилиндры при наклоне вперед, можно определить диаметры цилиндров наклона по формуле

м

Максимальный ход поршня (Х) приблизительно можно определить через Sin соответствующих треугольников

м

Имея желаемые диаметры штока, поршня и ход поршня выбираем стандартные цилиндры наклона.

Из предложенных стандартных цилиндров наиболее эффективным является гидроцилиндр с размерами:

На поршне гидроцилиндра наклона стоит две манжеты и одна на штоке.

Применяем манжеты 1-50х40-1 и 1-40х30-1 по ГОСТ 14896-84

Рис.5. гидроцилиндр двухстороннего действия.

1 - поршень; 2- гильза; 3- шток; 4- передняя проушина; 5- задняя проушина; 6- втулка скольжения; 7- манжета; 8- манжетодержатель; 9- кольцо круглого поперечного сечения; 10-грязесъёмник; 11-кольцо демпфера; 12- корпус демпфера; 13- задняя крышка; 14- передняя крышка; 15- контргайка; 16- стоопорная шайба; 17- гайка; 18- напрявляющаа; 19- крышка грязесъёмника.

Фактическое усилие на штоке одного гидроцилиндра наклона.

Сила трения F_тр определяется, как сумма сил сухого и жидкостного трения.

где : F₂₁ - сила сухого трения манжеты стоящей в полости нагнетания на поршне; F₂₂ - сила сухого трения манжеты стоящей в полости нагнетания на штоке; F₂₃ - сила сухого трения манжеты стоящей в полости слива на поршне.

=

где b - ширина соответствующей манжеты; f_тр - коэффициент трения резины по стали (f_тр=0,04…0,08).

Механический коэффициент полезного действия гидроцилиндра наклона.

Общий коэффициент полезного действия цилиндра наклона

;

_дг2~1, _lдо2~ 0,98….1.

Определение расхода в цилиндре наклона.

Расход рабочей жидкости при наклоне вперед

Расход рабочей жидкости при наклоне назад

Из этих двух значений (Q_в и Q_н) выбирается наибольший Q_{нак.мах}. Расход необходимый для обеспечения заданной скорости перемещения двух цилиндров наклона

Q₂=2Q_{нак.мах} =472

6. ВЫБОР НАСОСА ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМЫ

Примем совмещение подъёма каретки и наклона мачты, тогда требуемый расход Q определяется по формуле:



=85,44 л/мин

Определение необходимого рабочего объёма насоса.

где n- номинальное число оборотов, _он - объёмный коэффициент полезного действия (_он 0,95…0,97).

Число оборотов или частота вращения вала насоса обычно стандартная и у электродвигателей и у дизелей n=1500об/мин (n=25 об/с) или n=2000 об/мин (n=33,3 об/с).

Выбран данный насос

тип	q см3/об рабочий объём	рном/рмах МПА	nном об/мин	Qн л/мин номинальная подача	Nн кВт	о кпд объёмный	кпд полный	m кг масса
БГ 12-25А	80	12,5/14	1500	102	26	0,9	0,85	22

Теперь, если необходимо обеспечить именно заданную скорость перемещения исполнительных двигателей, то определяем число оборотов n_р этого выбранного насоса обеспечивающего нужный расчетный расход Q.



7. ВЫБОР МАРКИ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

Параметры рабочей жидкости применяемой в гидроприводе приведены в таблице Параметры рабочих жидкостей.

Тип рабочей жидкости	Плотность кг/м3	Модуль упругости Е, МПа	Кинематическая вязкость при 50С , мм2/с
Индустриальное масло: И-20А	901	1427	17-23

8. РАСЧЕТ ГИДРОЛИНИЙ

В приводе могут применяться на разных участках трубы различных диаметров, а могут одного диаметра. В любом случае необходимо подтвердить расчетом, что выбранный диаметр подходит.

Имеется участок от насоса до распределителей, по которому должен проходить расход Q. Рабочая жидкость, на этом участке, всегда будет под номинальном давлением. Это напорная гидролиния. От распределителей до бака - сливная гидролиния. Считаем, что сливается столько же жидкости сколько протекает по напорному трубопроводу, как наиболее неблагоприятный вариант. От распределителей до гидроцилиндров трубопроводы работают поочередно, то как напорные, то как сливные. Наиболее неблагоприятный вариант это при работе в режиме напорного трубопровода. Необходимо рассчитать каждый из этих участков.

Допустимые скорости течения рабочей жидкости по трубам зависят от назначения трубопровода.

Для сливного трубопровода V_д.сл= 1,5….2,0м/с.

Допустимая скорость течения рабочей жидкости для напорного трубопровода определяется в зависимости от давления по приведенной таблице



Pном	МПа	2,5	6,3	16	32	63	100
Vд.н	м/с	2	3,2	4	5	6,3	10

Примем скорость течения рабочей жидкости :

- в напорном трубопроводе V_д.н= 4 м/с;

- в сливном трубопроводе V_д.сл= 1.7 м/с

Q1=102 л/мин=0.0017 м3/c -напорная линия 1

2=0.000952 м3/c =57,12 л/мин-напорная линия 2

Q3=0.000472 м3/c=28,32 л/мин -напорная линия 3

Q4=Q5=0.0017 м3/c=102 л/мин -сливная и всасывающие линии

Внутренний диаметр напорного трубопровода

м

Внутренний диаметр сливного и всасывающего трубопровода

м

Необходимая толщина стенки трубы у напорного трубопровода

Необходимая толщина стенки у сливного и всасывающего трубопровода

p- давление в соответствующей трубе p_ном или p_сл. - допустимое напряжение материала трубы. Стальные бесшовные трубы . =12010⁶ Н/м².

Толщина стенки стальной бесшовной холоднодеформированной трубы по ГОСТ 8734-75 выбирается из ряда : 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,2; 1,4; 1,5; 1,6; 1,8; 2; 2,2; 2,5; 2,8; 3; 3,2; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5;…..мм.

Принимаем стандартную толщину стенки

s_{гост тр.н1}=1.2 мм s_{гост тр.н2}=1мм s_{гост тр.н3}=0.8мм s_{гост тр.сл}= s_{гост тр.вс} = 0.3мм

У труб стандартизуется наружный диаметр и толщина стенки, поэтому при расчете приходится несколько раз пересчитывать одно и тоже.

Определение наружного диаметра труб

Полученные в результате расчета значения диаметров труб округляются до ближайшего большего стандартного значения.

Наружный диаметр стальных бесшовных холоднодеформированных труб выбирать из ряда :

7; 8; 9; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 21; 22; 23; 25; 26; 27; 28; 32; 34; 35; 36; 51; 53; 54; 56; 57; 60; 63; 65; 68; 70; 73; 75; 80; 83; 85….. мм.

=0.026м =0.021м =0.014м ==0.036м

По уточненному гостированному диаметру выбранных труб определяется внутренний диаметр (d_у) стандартной трубы. Внутренний диаметр стандартной трубы называется диаметром условного прохода.

9.ПОДБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ

Объём бака должен соответствовать трех минутной работе насоса

W_бак=Q_н3=102 * 3=306 л.

ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЙ КЛАПАН

Тип	dу мм диаметр условного прохода	Q лит/мин Расход масла	Р МПа давление настройки	р МПА потеря давления	Qут см3/мин внутренние утечки
Г66-14	20	80	4-20	0.3	40



ОБРАТНЫЕ КЛАПАНЫ

Тип	dу мм диаметр условного прохода	Qном л/мин Поток жидкости	Pном, МПа	p МПа потери давления	Qут см3/мин	примечание
Г51-23	20	80	Max 20	Не более 0,3	Не более 8	Свешников 4 изд.Стр.150

ГИДРОЗАМОК

Тип	dу мм диаметр условного прохода	Qном л/мин Номинальный поток	pн/pmax МПа давление	p МПа потери давления
У 4610.36А	20	100	16/21	0,2

РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬ

Тип	dу, мм	Qном, л/мин	Qmax, л/мин	pн/pmax МПа	p, МПа	Qут, см3/мин
Г / ПГ	20	80	160	20	0,3	20
Г / ПГ	16	40	80	20	0,23	200

ФИЛЬТР

Тип	dу, мм	Qном, л/мин	pном, МПа	p, МПа	, мкм тонкость фильтрации	m, кг
1.1.32-25	32	100	0.63	0,08	25	10

ТОРМОЗНОЙ КЛАПАН

Тип	dу мм диаметр условного прохода	Qном л/мин Поток жидкости	Pном, МПа	p МПа потери давления	Qут см3/мин
ГКТ.1.16	20	80	2-60	Не более 0,2	Не допускаются



10. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОЛИНИЯХ

Q1=102 л/мин=0.0017 м3/c -напорная линия 1

2=0.000952 м3/c =57,12 л/мин-напорная линия 2

Q3=0.000472 м3/c=28,32 л/мин -напорная линия 3

Q4=Q5=0.0017 м3/c=102 л/мин -сливная и всасывающие линии

Средняя скорость течения рабочей жидкости

; ;

где F_у - внутренняя площадь сечения выбранного трубопровода; Q - расход, который должен проходить по рассчитываемому трубопроводу.

Определение числа Рейнольдса для каждого участка трубопроводов

Коэффициент потерь давления по длине (коэффициент сопротивления трубопровода)



при Re2300

при Re2300

Потери давления по длине для каждого участка

Па

Потери на местные сопротивления



Па

где: - сумма всех коэффициентов местных сопротивлений на рассчитываемом участке;

Коэффициенты местных сопротивлений:

_м =1,2 -коэффициент местных сопротивлений угловых соединений;

m - количество угловых соединений (определяется по гидравлической схеме).

_вых =0,8 - коэффициент местных сопротивлений выхода из трубопровода в камеру гидроцилиндра, т.е. расширения;

_вх =1,5 - коэффициент местных сопротивлений входа из камеры гидроцилиндра в трубопровод, т.е. сужения.

Потери давления в гидроаппаратах

Q -расход протекающий через данный аппарат; f_э - эффективная площадь сечения гидроаппарата



Предохранительный клапан:

=480954 Па

Обратный клапан:

=150827 Па

Распределитель:

Распределитель:

Гидрозамок:

Гидрозамок:

Тормозной клапан:

Фильтр:

Суммарные потери давления :

480954+150827*2+119206+65348+16064+102755+327664=1413645 Па

Суммарные утечки (Q_ут ) в гидросистеме определяются по максимальным утечкам в гидроаппаратах, указанным в техничеких характеристиках аппаратов.

Q_ут=0.0024+0.00048+0.0012+0.012=0.016 м³/с

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СПРОЕКТИРОВАННОЙ ГИДРОСИСТЕМЫ

Давление необходимое для преодоления заданной нагрузки при выбранном гидроцилиндре подъёма

Давление необходимое для преодоления заданной нагрузки при выбранном цилиндре наклона

19948577 Па

Для обеспечения рабочих функций обоих гидроцилиндров, выбирается максимальное потребное давление (p_ц).

Рабочее, номинальное давление в системе должно быть больше на сумму гидравлических потерь

=16МПа

Необходимая подача насоса с учетом утечек в системе

Предохранительный клапан настраивается на давление

12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СПРОЕКТИРОВАННОЙ СИСТЕМЫ

Полезная мощность механизма подъёма

Полезная мощность механизма наклона

Полезная мощность привода при совмещении операций

Затрачиваемая мощность привода

,

где _н -полный коэффициент полезного действия насоса при номинальном режиме работы из технической характеристики выбранного насоса.

Общий коэффициент полезного действия спроектированного привода

.

13. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

m_зол1=0,05 кг

m_зол2=0,25 кг

d_зол1=20 мм

d_зол2=6 мм

i=0.06A

K_pi=0.05 H/A

C_гд=2*10⁴ Н/м

К_Qx=0.33 м²/с

К_Qp1=2*10^-11 м³/с

К_Qp2=4.1*10^-11 м³/с

M_{под.част=} =

F_тр=0,05*С = 0.05* _.=

V₀=

с=10 г/см³

E=2*10⁶

F_ц=



Рис. 6 Структурная схема

Размещено на Allbest.ru