Проектирование объемного гидропривода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Данный гидропривод устанавливается на пневмоколесных погрузчиках изготовленных на специальном шасси или на базе серийно выпускаемых колёсных тракторов и применяется для управления рабочим оборудованием (подъёма и опускания стрелы и изменение наклона ковша).

Достоинством гидрообъёмного привода являются:

ѕ Небольшие габариты и удельная масса.

ѕ Большое усилие на приводном звене привода.

ѕ Плавность работы.

ѕ Бесшумность в работе.

ѕ Возможность свободной компоновки узлов.

Наряду с достоинствами имеются следующие недостатки:

ѕ Более низкое КПД по сравнению с механическими и электрическими передачами.

ѕ Существенное влияние условий эксплуатации на его характеристики (зависимость от температурного режима внешней среды, необходимость высокой культуры обслуживания и т.д.).

ѕ Высокая стоимость изготовления и сервиса элементов гидропривода.

Задачей данного курсового проекта является спроектировать объёмный гидропривод землеройно-транспортной машины, выполнить расчет основных характеристик, узлов и деталей необходимых для изготовления и применения донного привода.

1. Выбор насоса и его характеристика

Потребная мощность привода насоса вращательного движения для обеспечения одновременной работы трёх гидроцилиндров ковша фронтального погрузчика:

кВт.

Значение гидромеханического КПД шестеренного насоса принимается максимальным по выражению:

.

Гидромеханический КПД цилиндров выбирается в зависимости от максимального давления в системе. Для заданного давления в гидросистеме Р_н= 15 МПа принимается значение коэффициента з_гм.ц= 0,945, при одновременно работающих трёх цилиндрах подъёма ковша экскаватора з_гм.ц = 0,945³= 0,84.

Характеристика насоса - зависимость развиваемого давления (или напора в метрах) от подачи: р_н= f₁(Q_н), h_н= f₂(Q_н). Стендовая характеристика приводится в техническом паспорте насоса, теоретическую характеристику можно построить, используя зависимость приводной мощности насоса N_н от частоты вращения коленчатого вала дизеля n_e.

Рассматриваемый дизель при работе с полной подачей топлива под нагрузкой обеспечивает эксплуатационную номинальную мощность N_{e max}= 80 кВт при номинальной частоте вращения его коленчатого вала n_N = 1700 об/мин.

В зависимости от технологического усилия (суммарной силы полезного сопротивления на штоках цилиндров при заглублении ковша), которое может изменяться в процессе работы машины, коэффициент отбора мощности на привод насоса (%) определяется как k_N = N_н100% / N_{e max}, где N_н - полученная по расчету потребная мощность привода насоса для работы гидроцилиндров.

При номинальной мощности дизеля для заданных условий работы гидроцилиндров фронтального погрузчика коэффициент k_N составит

Полезная мощность насоса N_п от приводной N_н отличается на величину потерь, характеризуемых общим КПД насоса з_о=з_г •з_м •з_об.н. Для используемых в базовых тракторах шестеренных насосов его можно предварительно принять равным 0,84. Тогда полезная мощность насоса при заданной нагрузке цилиндров составит

кВт.

Частота вращения вала насоса n_н при известном передаточном числе его привода (i= 0,65) и номинальной частоте вращения коленчатого вала приводящего его дизельного двигателя составит

.

Подача насоса Q_н соответствующая заданному рабочему давлению жидкости в гидросистеме р_н = 15 МПа:

.

Из формулы Q_н=V_о•n_н•з_об.н находим потребный рабочий объем насоса:

.

Предварительно принимаем объемный КПД насоса з_об.н с максимальным значением 0,94 и выбираем насос НШ-100 с рабочим объемом V_o = 98,8 см³. В этом случае действительная подача насоса составит

.

Для дальнейшего расчета гидросистемы принимаем.

Действительное давление, развиваемое выбранным насосом НШ-100, при номинальной частоте вращения приводного вала:

2. Характеристика гидролиний и пусковые параметры

2.1 Диаметры трубопроводов и скорость жидкости в них

Предварительно принимаем следующие скорости рабочей жидкости: для всасывающего трубопровода v_в = 1 м/с, нагнетательного v_н = 3 м/с и сливного v_н = 1,5 м/с.

Диаметры d условного прохода трубопроводов находим из выражения расхода жидкости:

Отсюда

Для всасывающего трубопровода

.

Для напорного трубопровода

.

Для общего сливного трубопровода при втягивании штока

.

При выдвижении поршня цилиндра на определенную величину хода за фиксированный промежуток времени Дt объем и соответственно расход поступающей в поршневую полость жидкости ДV₁ и ДQ₁ больше объема вытесняемой из штоковой полости ДV₂ и ДQ_2. При этом их отношение составит:

.

где k - заданная конструкцией постоянная величина; отсюда ДQ₂= k• ДQ₁ - величина расхода в штоковой полости. Таким образом, у исправного цилиндра, при отсутствии внутренних перетечек жидкости при его работе, отношение Q₂/Q₁ = (D² - d²) D² есть величина постоянная и заранее определяемая.

Для расчета принимаем общий сливной расход при втягивании штоков гидроцилиндров (когда объем вытесняемой жидкости максимален) Q_сл= Q_н.

Участки разветвления и соединения напорных и сливных трубопроводов учитываются суммарным коэффициентом местных сопротивлений ?ж_i.

Расчетные значения диаметров корректируются с учетом основного ряда согласно ГОСТ 16216-80, мм: 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 56, 80, 100, 125…

Окончательно принимаем следующие диаметры трубопроводов: d_в = 80 мм; d_н= 25 мм, d_с = 50 мм.

Действительные скорости потока жидкости (м/с) по принятым диаметрам находим по формуле

 или

Значения скоростей соответственно составят:

.

.

.

2.2 Минимальная пусковая температура

Расчет давления во всасывающем трубопроводе насоса производим при пуске в зимних условиях на заданной рабочей жидкости М-8Г2 ГОСТ 8581-78. Для обеспечения работоспособности шестеренного насоса с внешним зацеплением минимальное абсолютное давление на его входе должно быть 0,07 МПа.

При температуре 0⁰С кинематическая вязкость заданной зимней рабочей жидкости составляет v_o = 1200 сСт = 1200 •10^-6 м²/с, при t = 20⁰С плотность жидкости с₂₀ = 905 кг/м³.

Плотность масла при температуре 0⁰ С определяется по формуле:

.

Динамическая вязкость .

По имеющимся исходным данным требуется найти кинематическую вязкость масла М-8Г2 при температуре t = - 5⁰С, т.е. v_-5.

Динамическая вязкость при температуре t = -5⁰С:



Где ; k - коэффициент, при низкой температуре принимается 0,03; t=-5⁰C; t₁=0⁰C; t-t₁=-5-0=-5; - k (t-t₁)=(-0,03) (-5)=0,15.

Тогда

Находим плотность жидкости при температуре t=-5⁰C:

.

Тогда кинематическая вязкость при температуре t=-5⁰C составит:

или 1386 сСт.

Аналогично найдём значение кинематической вязкости заданного масла при температуре t=-10⁰C, т.е. v_-10.

Динамическая вязкость при температуре t=-10⁰C:

.

Плотность жидкости при температуре t=-10⁰C:

.

Кинематическая вязкость при температуре t=-10⁰C составит:

или 1602 сСт.

Число Рейнольдса:

- ламинарный режим

При ламинарном режиме поправочный коэффициент b, учитывающий влияние вязкости жидкости на местные потери, определяется по графику b=f(Re). Для значения Re_в-10=40 коэффициент b=18.

Коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

.

Согласно уравнению Бернулли величина абсолютного давления на входе в насос, т.е. во всасывающем трубопроводе, определяется по формуле:

Где р₀ - атмосферное давление, р₀=101325 Па; с_-10 - плотность масла при температуре -10⁰С, кг/м³; g - ускорение силы тяжести, 9,8 м/с²; (-h_вс) - отрицательная высота всасывания, м; v_в - скорость жидкости во всасывающем трубопроводе, м/с; ?ж_в - суммарный коэффициент местных сопротивлений; b - поправочный коэффициент, учитывающий влияние вязкости жидкости на местные потери; л_в-10 - коэффициент трения жидкости о стенки трубопровода; L_в и d_в - длина и диаметр всасывающего трубопровода, м.

После подстановки численных значений перечисленных величин получим

.

Вывод: при температуре окружающей среды ниже -10⁰С требуется предварительный разогрев рабочей жидкости во всасывающем трубопроводе насоса.

После пуска и прогрева двигателя и гидросистемы при нейтральном положении золотников распределителя следует 5… 8 раз поднять и опустить навесную систему, без нагрузки. Нагрузка гидросистемы допускается после прогрева масла до температуры 15⁰С. При эксплуатации фронтального погрузчика в зимних условиях пускать и прогревать двигатель с выключенным приводом гидронасоса.

Возможными техническими решениями, направленными на исключение кавитации и восстановление работоспособности насоса при пуске, являются: увеличение отрицательной высоты всасывания (- h_вс); уменьшение скорости всасывания жидкости v_в за счет увеличения диаметра d_в всасывающего трубопровода; снижение местных сопротивлений ?ж_в на участке всасывания; применения наддува наджидкостной поверхности бака воздухом на период зимнего пуска.

Таким образом, работоспособность насоса при пуске в зимних условиях определяется абсолютным давлением во всасывающем трубопроводе, т.е. всасывающей камере находящегося под ним насоса. Регламентируемая заводом-изготовителем и указанная в паспорте величина минимального абсолютного давления [р_в] во всасывающей камере шестеренного насоса с внешним зацеплением должна быть не менее 0,07 МПа.

2.3 Гидравлические потери при пуске насоса и потребляемая мощность

Минимальная температура рабочей жидкости при пуске насоса по расчету приблизительно составляет t = -10⁰С. Определим в этом случае гидравлические потери в системе.

1. Всасывающий участок.

Число Рейнольдса:

b=18.

Коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

.

Потери давления:

2. Нагнетательный участок (изменение вязкости в масла и соответственно м в зависимости от давления в гидросистеме условно не учитываем).

Число Рейнольдса:

b=5.

Коэффициент трения жидкости о стенки нагнетательного трубопровода:

.

Гидравлические потери на нагнетательном участке без учета технологического усилия (золотники распределителя находятся в нейтральном положении):

3. Сливной участок.

Число Рейнольдса:

b=10.

Коэффициент трения жидкости о стенки сливного трубопровода:

.

Гидравлические потери на сливном участке гидролинии:

Суммарные максимальные потери давления при пуске насос (t=-10⁰С)

.

Задаём минимальную частоту вращения коленчатого вала под нагрузкой n_min, несколько превышающую обороты холостого хода n_x/x:n_min=625 об/мин.

Минимальная частота вращения вала насоса при зимнем пуске с учетом передаточного числа привода (i=0,65): n_{н min}=625/0,65=961 об/мин.

Действительная подача выбранного насоса при пуске составит

.

При пуске насоса с частотой вращения его вала n_min = 961 об/ мин и подаче при этом Q_{н min}= 0,00148 м³/с потребляемая насосом пусковая мощность определяется по формуле где пусковое давление, так как при установившемся течении рабочей жидкости по трубопроводу давление насоса равно противодавлению (или потребному напору) гидросистемы. Тогда значение пусковой мощности насоса составит .

Согласно расчетной внешней скоростной характеристике дизеля, при частоте вращения его коленчатого вала n_е = 625 об/мин под нагрузкой приводимый им гидронасос может развивать мощность 18,6 кВт.

Вывод: мощности привода насоса для преодоления гидравлического сопротивления линии (противодавления) при пуске в зимних условиях (t = -10⁰С) достаточно (золотники гидрораспределителя при этом находятся в нейтральной позиции).

3. Коэффициент полезного действия и тепловой расчет гидропривода

гидропривод землеройный гидролиния тепловой

По технической характеристике фронтального погрузчика нормальной температурой рабочей жидкости при эксплуатации летом является 60⁰С, допустимой температурой - [t_max] = 70⁰С.

Заданная летняя рабочая жидкость М-10Г2: плотность с₂₀ = 905 кг/м³, кинематическая вязкость х₁₀₀=11±0,5 сСт. с₁₀₀=846 кг/м³,

Общий КПД гидропривода при [t_max]=70⁰С определяется по выражению

где з_70г, з_м и з_об - гидравлический, механический и объёмный КПД.

Гидравлический КПД привода з_70г вычисляется по формуле

Определяем значения плотности с₇₀=870 кг/м³ и кинематической вязкости v₇₀ при допустимой температуре в системе 70⁰С:

.

.

Для каждого участка гидролинии (всасывающего, нагнетательного и сливного) нужно найти значения чисел Рейнольдса Re₇₀, соответствующие им коэффициенты b и коэффициенты трения жидкости о стенки трубопроводов л₇₀.

b=1.

.

b=1.

.

b=1.

.

Затем вычисляются потери давления Др_i70 на каждом из участков гидролинни.

, Па.

, Па.

, Па.

Суммарные потери давления в гидролинии при [t_max] = 70⁰С:

, Па.

Согласно ранее произведенным расчетам, развиваемое насосом номинальное давление (соответствующее номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля 1700 об/мин или, с учетом передаточного числа привода насоса, 2615 об/мин вала насоса) р_ном= 10 550 кПа.

Тогда гидравлический коэффициент полезного действия при [t_max]:

.

Механический КПД привода определяется по формуле:



где з_м.н - механический КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов можно принимать 0,91); з_м.гр - механический КПД гидравлического распределителя, принимается 1,0; з_м.ц - механический КПД гидроцилиндра, в зависимости от давления в гидросистеме принимается в диапазоне 0,94…0,98 (при одновременной работе трёх цилиндров экскаватора значение q возводится в куб).

.

Объемный КПД гидропривода экскаватора (работают три цилиндра):

.

где з_об.н - объемный КПД насоса (для шестеренных насосов принимается 0,92…0,94); 2), з_об.гр - объемный КПД гидрораспределителя, принимается 1,0; з_об.ц - объемный КПД гидроцилиндра, можно принимать в диапазоне 0,98…0,99.

Таким образом, предварительный проектировочный расчет показывает (условно), что механический и объемный КПД не зависят от температуры эксплуатации гидропривода. Их максимальные значения, используемые при расчете, находим по данным таблиц (з_м=0,91, з_об=0,94). Общий КПД: .

Согласно рекомендациям, вместимость гидробака равна одноминутной подаче насоса (л) при номинальной частоте вращения приводного вала:

.

Окончательно вместимость гидробака выбираем по ГОСТ-12448-80:

.

Площадь теплоотдачи бака:

.

Площадь теплоизлучающей поверхности гидропривода (бака, насоса, распределителя, гидроцилиндров и трубопроводов на всех участках гидролинии):

.

Где б - поправочный коэффициент, для одноковшовых экскаваторов б=3,2.

Тогда площадь теплоизлучающей поверхности привода:

.

Мощность тепловой энергии N выделяемой гидроприводом в рабочем режиме, при заданной максимальной температуре окружающей среды t_max = 30⁰ С.

где з₇₀ - общий КПД привода при максимальной допустимой температуре в гидросистеме бульдозера [t_max] = 70'С; N_п - полезная мощность насоса, N_п= 42,2 кВт; k_н - коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, k_н = 0,6…0,8 - для тяжелого режима; k_д - коэффициент использования номинального давления, k_д = 0,5…0,7.

Установившаяся температура летней рабочей жидкости в гидроприводе при заданной температуре окружающей среды t_max = 30⁰ С вычисляется по формуле:

.

Где k = 10 Вт/м²•⁰С - коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду.

Полученная по расчету установившаяся температура гидропривода t_уст превышает максимально допустимую по условию нормальной эксплуатации [t_max] = 70⁰С, то в гидросистеме предусмативается жидкостный радиатор с принудительным (вентилятор) обдувом потоком воздуха (калорифер).

Площадь рабочей поверхности теплообменника определяется по формуле:

Здесь k_т - коэффициент теплоотдачи теплообменника, Вт/м²•С, k_т = 20…23; t_уст - максимальная принимаемая температура гидропривода, т.е. t_уст = 70⁰С; t_max - максимальная заданная температура окружающей среды, t_max=30⁰С.

Тип и геометрические размеры теплообменника (калорифера) выбираем по справочным данным. Принимаем теплообменник (калорифер) КМ6-СК-1,01А: условный проход - 40 мм, поверхность теплоотдачи - 26 м², перепад давления - 1,2 МПа, коэффициент теплоотдачи - 23 Вт/м²•⁰С, количество отводимого тепла - 18,8 кВт, масса - 66 кг.

4. Условие устойчивой работы гидросистемы под нагрузкой

При рекомендуемой отрицательной высоте всасывания (- h_вс), когда насос расположен ниже плоскости сравнения, необходимый для подачи рабочей жидкости напор насоса (м) определяется по формуле

где Н_ст - преодолеваемый статический напор (м), Н_ст= ДZ + (р₁-р₀)/г; здесь ДZ - разность уровней, ДZ = Z_н - lh_всl = 2 - 1,2 = = 0,8 м, (р₁-р₀)/г - разность пьезометрических высот, р₁ - номинальное давление жидкости в гидросистеме, р_ном= 10,55•10⁶ Па, р₀ - атмосферное давление, р₀ = 101 325 Па; Н_потерь - потери напора жидкости (м) в системе, , ?Др - суммарные потери (по длине плюс местные) на всех участках системы; г - удельный вес рабочей жидкости, зависящий от установившейся температуры в гидросистеме, Н/м^з.

При установившемся течении жидкости в трубопроводе насос, согласно условию устойчивой работы, развивает напор, равный потребному: h_н= H_потр.

При пуске насоса зимой при низшей эксплуатационной температуре t_min (без нагрузки, сила полезного сопротивления на штоках гидроцилиндров равна нулю) давление в системе р_пуск равно суммарным максимальным потерям давления в гидросистеме, т.е. гидросопротивлению, преодолеваемому насосом.

Определим потери напора в рабочем режиме под нагрузкой при расчетной установившейся температуре жидкости в гидросистеме t_уст =70⁰С.

Плотность заданного летнего масла М-10Г2 при установившейся температуре: С₇₀=870 кг/м³ и при с₁₀₀=846 кг/м³.

Находим расчетную кинематическую вязкость масла М-10Г2:

.

.

.

Рассмотрим характеристику гидролиний.

1. Всасывающий трубопровод.

Число Рейнольдса:

b=1.

Для ламинарного режима (Re < 2300) коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

.

Потери давления:

Па.

2. Нагнетательный трубопровод.

Число Рейнольдса:

b=1.

.

, Па.

3. Сливной трубопровод.

Число Рейнольдса:

b=1.

.

, Па.

Суммарные потери давления в линии при установившейся температуре без учета сил полезного сопротивления на штоках гидроцилиндров (t_уст = 43⁰ С):

Суммарные потери напора (в метрах) по длине плюс местные на всех участках гидросистемы (при нейтральном положении золотников распределителей):

.

где .

Потребный напор насоса в рабочем режиме гидросистемы (под нагрузкой) при установившейся температуре жидкости в системе t_уст =70⁰С:

Так как при установившемся течении жидкости в трубопроводе насос развивает напор, равный потребному, то h_н70=Н_потр70=1408 м=р₇₀/г₇₀.

Отсюда находим действительное давление в напорной магистрали гидросистемы фронтального погрузчика, развиваемое насосом при работе под нагрузкой на номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости 70⁰ С:

4. Расчет гидроцилиндров

Диаметр цилиндра (поршня) находим по заданной величине силы полезного сопротивления R_пс (для цилиндров подъема-опускания стрелы фронтального погрузчика Ц₁ и Ц₂ - по 25 кН, для цилиндра поворота ковша Цз - 45 кН) по формуле:

.

где Др_н70 = (р_н70 - р_с) - перепад давления в каждом гидроцилиндре стрелы фронтального погузчика при работе под нагрузкой при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости в гидросистеме 70⁰ С; при расчете давление жидкости в сливном трубопроводе р_с можно принимать равным давлению срабатывания перепускного клапана (с учетом засорения фильтров), т.е.р_с = р_с.кл = 0,2 MПa; тогда перепад давления Др_н70 = 12,04 - 0,2 = 11,84 МПа; з_гм.ц - гидромеханический КПД цилиндра, выбираем по таблице в зависимости от установившегося давления в гидросистеме - для давления р_н70 = 12,04 МПа принимаем значение коэффициента з_гм.ц = 0,935.

Диаметры цилиндров подъема-опускания стрелы фронтального погрузчика:

.

Диаметр гидроцилиндра поворота ковша (при таком же значении Др_н70):

.

Корректируем диаметры цилиндра D и штока d с учетом рекомендуемых значений.

Окончательно принимаем следующие диаметры цилиндров D_1,2 = 50 мм, d_1,2 = 32 мм; D₃ = 70 мм, d₃ = 40 мм.

Усилие на штоке цилиндра (при выдвижении) определяется по формуле:

.

.

Уплотнение поршней гидроцилиндров выполняется двусторонней самоподжимной (посредством давления рабочей жидкости) манжетой по зеркалу цилиндра и резиновым кольцом в месте сопряжения поршня со штоком.

Уплотнение штока цилиндра: защитное резиновое кольцо-грязесъемник трапецеидального сечения, уплотнительное резиновое кольцо круглого сечения и односторонняя самоподжимная манжета.

На штоке рядом с поршнем устанавливается демпфер, смягчающий удар поршня в переднюю крышку в конце его полного хода, принцип действия которого основан на дросселировании рабочей жидкости на сливе.

Размещено на Allbest.ru