Реферат: Расчет гидро привода автогрейдеров

Содержание

1. Определение основных размеров базы автогрейдера…………………..……5

2. Определение линейных размеров рабочего оборудования автогрейдеров…………………………………………………………..…….…..6

3. Расчет элементов рабочего оборудования автогрейдера…………………….7

4.Расчет гидроцилиндров рабочего оборудования……………………………..9

5.Силовая установка и гидропривод автогрейдера………………..…………..11

6. Расчет устойчивости отвалов автогрейдера…………………………………14

7.Рсачет гидропривода автогрейдера……………...……………………............16

8. Список литературы…………………………………………………...……….20

1. Определение основных размеров базы автогрейдера.

Гусеничный движитель.

Определяем колею.

Где

- диаметр опорно-поворотного устройства.

- гарантированный зазор с каждой стороны ОПУ.

-ширина гусеницы.

Принимаем

Определяем - расстояние, между осями ведущей звездочки и натяжным устройством.

Находится из соотношения.

Определяем давление на грунт.

Просвет под платформой.

Где - габаритная высота цепи.

- шаг цепи.

- высота цепи.

Высота пяты гидроцилиндра подъема-опускания стрелы.

Радиус поворота пяты.

Высота пяты стрелы.

(после уточнения, согласно компоновки )

Радиус пяты стрелы.

( после уточнения, принимаем )

2. Определение линейных размеров рабочего оборудования автогрейдера.

Длина ковша.

[2.стр.206]

Длину стелы и рукояти задаем из ограничения

- длина стрелы.

-длина рукояти

Проведем проверку заданных параметров по радиусу копания.

Проверяем по высоте копания.

Высота выгрузки

Угол поворота рукояти

Конструкция ковшей унифицирована. Назначаем основной ковш.

- ширина ковша.

3. Расчет элементов рабочего оборудования авторгейдера.

Определяем силу сопротивления копанию.

Где

- удельное сопротивление копанию. [1,таб.10,стр.64]

- толщина стружки. [2,стр.211]

Определяем силы тяжести элементов экскаватора.

Сила тяжести ковша.

Где

- коэффициент пропорциональности для нормального ковша.

Сила тяжести грунта в ковше.

Где

- плотность грунта. [1,таб.2,стр.11]

Сила тяжести рукояти.

Где

- удельная масса рукояти.

Сила тяжести гидроцилиндра.

Где

- масса гидроцилиндра. [2.стр.214]

Определяем центры масс ковша, грунта, рукояти и гидроцилиндра ковша, графическим построением.

- центр масс ковша.

- центр масс рукояти.

- центр масс груза.

- центр масс гидроцилиндра.

Сила тяжести стрелы.

Определяем центры масс ковша, грунта, рукояти и гидроцилиндра ковша, графическим построением.

- центр масс ковша.

- центр масс рукояти.

- центр масс груза.

- центр масс гидроцилиндра.

4 Расчет гидроцилиндров рабочего оборудования.

Работа, затрачиваемая на подъем ковша с грунтом, рукоять и другие перемещаемые элементы рабочего оборудования.

Где масса поднимаемых элементов.

перемещение центров этих масс.

Работа, затрачиваемая на преодоление сопротивления копанию.

- удельное сопротивление копанию. [1,таб.10,стр.64]

1) Определяем объем гидроцилиндра для подъема ковша.

Где

площадь поршня в бесштоковой полости.

площадь поршня в штоковой полости.

наибольший ход поршня.

- давление на рабочей полости гидроцилиндра.

- давление на сливной полости гидроцилиндра.

- КПД гидроцилиндра, учитывающий потери энергии при выдвижении поршня и штока.

- КПД привода гидроцилиндром механизма.

Находим ход поршня.

Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр. ,,

2) Определяем объем гидроцилиндров для подъема рукояти.

Применяем два гидроцилиндра.

Полная работа

Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр.,,

3) Определяем объем гидроцилиндров для подъема стрелы.

Работа

Применяем два гидроцилиндра.

Полная работа

Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр.,,

5 Силовая установка и гидропривод автогрейдеров.

Требуемая мощность насосной установки определяем по наибольшей энергоемкости операции копания.

Где

-длительность копания.

Двигатель внутреннего сгорания, приводящий насосы, выбираются по мощности

Где

- КПД редуктора, включая встроенный редуктор двухпоточных насосов,

коэффициент снижения выходной мощности двигателя из-за колебания внешних нагрузок,

коэффициент типа движителя, для гусеничного экскаватора.

Параметры гидромотора механизма поворота.

Вращающий момент

Где

т м² –

полусумма моментов инерции поворотной части экскаватора с груженным и порожним ковшом.

Где

т м² - момент инерции поворотной части с груженым ковшом.

т м² - момент инерции поворотной части с порожним ковшом.

т.- масса груза в ковше.

- полная допустимая продолжительность двухэтапного поворота в прямом и обратном направлении.

- момент сцепления экскаватора с грунтом.

Где

коэффициент сопротивления повороту экскаватора.

- сила тяжести экскаватора.

- колея.

Среднее ускорение.

Где

- для низкомоментных быстроходных гидромоторов.

- КПД привода механизма поворота.

- коэффициент пропорциональности. [1.стр.74]

Окружная скорость

Окружная скорость в конце разгона

,

время разгона

где

- ускорение, обусловленное физиологическими особенностями оператора.

Выбираем гидромотор аксиально-поршневой 223.25.

- передаточное число.

- частота вращения платформы.

- угловая скорость платформы.

Параметры гидромоторов механизма передвижения.

Сопротивление движению экскаватора.

Где

- сила сопротивления движению на прямолинейном участке.

коэффициент сопротивления движению.

- сопротивление сил инерции, возникающие при трогании экскаватора.

- сила сопротивления при движении на подъем с уклоном .

Мощность насосной установки.

Выбираем для гусеничного экскаватора два гидромотора аксиально-поршневых 223.25.

6 Расчет устойчивости отвалов автогрейдера.

Первый случай.

Сила тяжести ковша.

Сила тяжести грунта в ковше.

Сила тяжести рукояти.

Сила тяжести противовеса.

Сила тяжести стрелы.

- центр тяжести ковша.

- центр тяжести рукояти.

- центр тяжести груза.

- центр тяжести противовеса.

- коэффициент к скоростям ветра.

- коэффициент учета скорости ветра.

- аэродинамический коэффициент.

Устойчивость

условие выполняется

Второй случай

Движение по косогору

- центр тяжести ковша.

- центр тяжести рукояти.

- центр тяжести груза.

- центр тяжести противовеса.

- центр тяжести стрелы.

Условие выполняется

7 Расчет гидропривода автогрейдера

Предлагаемый набор элементов гидропривода, из которых необходимо составить принципиальную схему, приведен в табл.3 . Номерам элементов в табл.3 соответствуют номера устройств, условные графические обозначения которых представлены ниже. Основные технические параметры проектируемого привода приведены в табл.4.

Для выполнения курсовой работы необходимо по заданному циклу
из предложенного набора элементов составить принципиальную гидравлическую схему машины и привести подробное описание ее работы, особо отметив при этом управление циклом. Для указанных в задании технических параметров привода произвести необходимые расчеты, на основании которых по каталогам и справочной литературе выбрать нормализованные устройства и аппараты. Построить график потерь давления на заданном преподавателем участке.

Условное графическое обозначение элементов гидропривода

1 – насос постоянной производительности с постоянным направлением потока;

5 – гидроцилиндр двухстороннего силового действия с односторонним штоком;

21 – регулятор расхода с предохранительным клапаном;

24 – распределитель 2\2 с управлением от электромагнита и пружинным возвратом;

26 – распределитель 4/2 с управлением от двух электромагнитов;

29 – распределитель 3/2 с управлением от электромагнита и пружинным возвратом;

38 – фильтр для очистки жидкости

39 – манометр

40 – бак

7.1 Разработка принципиальной гидравлической схемы привода

Составляем принципиальную гидросхему привода, используя выше приведенные элементы.

В данной схеме применен дроссельный способ регулирования скорости жидкости. Характерным для этого способа регулирования является превышение производительности насоса над максимально необходимым расходом масла через гидродвигатель. При таком условии избыточная часть жидкости отводится от насоса через предохранительный клапан в бак.

Настройка и контроль давления в системе производится с помощью манометра МН. Движение потока жидкости в системе регулируется с помощью распределителей Р2 и Р3.Распределитель Р3 предназначен для работы в двух положениях: 1) обеспечивает движение жидкости при рабочей подаче; 2) позволяет реверсировать движение рабочих органов. Для смены положения распределитель Р3 с двух сторон оснащен магнитным управлением. Распределитель Р2 также является двухпозиционным. Но вторая позиция распределителя Р2 предназначена для быстрого отвода жидкости (первая также как у Р3). Управление распределителя Р2 отличается от Р3. С одной стороны у него расположен магнит, а с другой пружина, обеспечивающая возвращение распределителя в исходное положение. Для настройки скорости рабочего органа и поддержания её постоянной в напорном трубопроводе расположен регулятор расхода РР.

Необходимая чистота масла в системе обеспечивается с помощью фильтров Ф1 и Ф2. Фильтр Ф1 предназначен для исключения попадания каких-либо частиц из бака в систему. Но так, как загрязнение масла в системе может происходить не только из бака (цилиндр, дроссель, распределитель и т.п.), то в сливном трубопроводе установлен фильтр Ф2 для предотвращения попадания частиц в бак из системы и повторного прогона их по ней.

Описание работы гидропривода:

Исходное положение "СТОП"

Б-Н-Ф1-Р1(I)-Б

Быстрый подвод

Б-Н-Ф1-Р2(1)-Р3(2)-Ц-Р3(2)-Ф2-Б

Р1(2)

Рабочая подача

Б-Н-Ф1-РР-Р2(2)-Р3(2)-Ц-Р3(2)-Ф2-Б

׀

Р1(2)

Реверс

Р3(1)→Р3(2)

Быстрый отвод

Б-Н-Ф1-Р2(1)-Р3(1)-Ц-Р3(1)-Ф2-Б

׀

Р1(2)

Переключение управляющих электромагнитов

Рисунок- 7.1 Гидравлическая схема

7.2 Типовой расчет гидропривода

7.2.1 Выбор рабочей жидкости

В гидравлических системах рабочая жидкость выполняет несколь­ко функций. Она служит для передачи энергии от насоса к потреби­телю (двигателю), смазки поверхностей трения внутри гидравличес­ких устройств, предотвращения коррозии и, в результате непрерыв­ной циркуляции, в значительной степени способствует отводу тепла от источников его выделения.

В качестве рабочих жидкостей в промышленных гидроприводах преимущественно используют минеральные масла на нефтя­ной основе (табл. I) [1].

Основным параметром, по которому производится выбор рабочей жидкости для проектируемой гидросистемы, является вязкость. Вы­бор оптимальной вязкости масла представляет известные трудности, так как при этом приходится учитывать противоречивые требования. При недостаточной вязкости жидкость не удерживается на нагруженныхнесущих поверхностях гидромашин и устройств, в результате чего может возникнуть их преждевременный износ. Кроме того, малая вязкость жидкости способствует увеличению внутренних утечек в системе и и ускорению окисления масла. При слишком большой вязкости рабочей жидкости увеличивается мощность, необходимая на преодоление трения, ухудшается всасывающая способность насосов, возможно нарушение теплового режима работы системы и возникновение кавитации, ухудшения фильтрации.

В промышленных гидроприводах эксплуатируют масла с кинематической вязкостью (10-60)∙10^-6 м² /с в диапазоне температур (30-60)˚С.

Для определения марки минерального масла определяем ориентировочное значение рабочего давления жидкости P . Для систем с гидроцилиндром P находится:

Так как значение рабочего давления жидкости P ≤ 6,3 МПа при средних скоростях рабочего органа машины вязкость масла выбирается в пределах (20-40)∙10^-6 м² /с. По табл.1 [1] принимаем масло:

7.2.2 Определение потерь давления на участке гидросистемы

Потери давления делятся на два вида: потери давления по длине, возникающие преимущественно на прямолинейных участках гидролиний и обусловленные действием сил гидравлического трения, и потери на местных сопротивлениях, причиной которых является деформация потока жидкости при прохождении через аппараты, устройства и соединительную арматуру. Потери давления зависят, при прочих равных условиях, от режимов движения жидкости, а также от разме­ров и шероховатости внутренних поверхностей трубопроводов. Наи­большее влияние на величину потерь давления оказывает скорость течения жидкости.

Максимальную скорость течения жидкости в гидролиниях ограни­чивают величиной 10-15 м/с. Превышение указанных пределов приводит к существенному увеличению потерь давления и может вызвать образование местных зон пониженного давления (кавитацию). Необо­снованное занижение скорости течения жидкости приводит к увели­чению диаметров трубопроводов и, следовательно, к увеличению массы и габаритов всего привода.

Принимаем рекомендуемые значения скорости масла:

- для всасывающих гидролиний, по которым масло движется к насосу

υ_вс =1 м/с;

- для нагнетательных (напор­ных) гидролиний, соединяющих насос с гидродвигателем в зависимос­ти от рабочего давления (т.к. Р ≤5 МПа)

υ_н =3 м/с;

- для сливных гидролиний, по которым отработанная жидкость возвра­щается в бак

υ_сл = 1,5 м/с.

Определяем ориентировочный максимальный расход масла Q

Определяем значение внутренних диаметров трубопровода d на всех участках гидросистемы:

Примечание : полученные значения диаметров округляем до ближайшего большего из нормального ряда табл.2 [1].

Определяем действительные максимальные скорости течения масла на различных участках системы:

7.2.3 Определение режима движения жидкости

Режим течения на отдельных участках гидросистемы определяется безразмерным числом Рейнольдса Re . Для трубопроводов (каналов) круглого сечения

где υ_м - скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при обеспечении рабочей подачи выходного звена привода, d - номинальный внутренний диаметр трубопровода рас­сматриваемого участка гидросистемы; ν - кинематическая вязкость жидкости.

Различают два режима течения жидкости: ламинарный, при кото­ром частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает беспорядочный характер. Переход от ламинарного режима к турбулентному происхо­дит при определенных условиях, характеризуемых критическим числом Рейнольдса Re _кр : поток ламинарный, если Re < Re _кр , поток турбулентной, если Re > Re _кр . Для круглых гладких труб Re _кр = 2100-2300, для гибких рукавов (шлангов) Re _кр = 1600.

Предпочтительным является ламинарный режим течения жидкости, при котором потери давления минимальны. Следует избегать режимов близких к Re _кр , так как при длительной работе оборудования может возникнуть пульсация давления, нарушение стабильности расходов на отдельных участках системы, повышенный нагрев жидкости и другие нежелательные явления.

На всех трех участках гидросистемы режим течения жидкости является ламинарным, т.к. Re < Re _кр.

7.2.4 Определение потерь давления по длине трубопровода

Потери давления по длине в трубах круглого сечения, как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения масла определяют по общей формуле

где λ - коэффициент гидравлического трения; l и d - длина и диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы; υ _м - скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистем при ее работе в режиме рабочей подачи; ρ - плотность масла.

Для ламинарного режима движения жидкости коэффициент гидравлического трения λ определяется по следующей зависимости

(к = 75 – для жестких трубопроводов):

Длины участков трубопроводов определяются в каждом конкретном случае исходя из габаритов проектируемого технологического оборудования, места расположения насосной станции и рабочих органов машины, способов монтажа гидрооборудования и других условий. Для технологического оборудования малых и средних типоразмеров можно принять длины участков в следующих пределах:

7.2.5 Определение потерь на местных сопротивлениях

Криволинейные участки трубопроводов, угловые, Т-образные, концевые соединения, гидроаппаратура создают местные сопротив­ления течению жидкости.

Потери давления в различных местных сопротивлениях на участ­ке гидросистемы определяют по формуле

где υ _м - скорость масла в местных сопротивлениях рассматривае­мого участка системы; ξ – коэффициент сопротивления (значения ξ см. табл. 3 [1]).

Виды и количество местных сопротивлений определяются по принципиальной гидравлической схеме привода, при этом учитываются влияние только тех сопротивлений, через которые поток жидкости проходит при обеспечении рабочей подачи подвижного органа машины.

Величины потерь давления ΔР для нормализованной гидроаппаратуры выбираются по табл.5 [1].

Суммарные потери давления при движении жидкости по участку гидросистемы складываются из потерь давления по длине гидролинии и потерь на местных сопротивлениях

7.2.6 Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса

Давление в напорной полости гидроцилиндра, необходимое для преодоления заданной полезной нагрузки R, без учета сил инерции, определяется из уравнения равновесия сил на поршне:

,

где T – суммарная сила трения, действующая при движении рабочего органа машины, которую при расчете можно ориентировочно принимать T=0,1R; p₂ – давление масла в сливной полости цилиндра, которое, если специально не предусматривается создание противодавления, определяется суммарными потерями давления в сливной гидролинии; F₁ , F₂ – рабочие площади поршня гидроцилиндра, соответсвенно в напорной и сливной плоскостях.

Максимальное давление жидкости на выходе из насоса должно обеспечить необходимое для преодоления максимальной нагрузки на рабочем органе станка P ₁ в напорной полости гидродвигателя и скомпенсировать суммарные потери давления ΣΔР в напорной полости.

где

Максимальное давление в гидросистеме ограничивается соответ­ствующей настройкой предохранительного клапана, который устанав­ливается между напорной и сливной линиями сразу за насосом. Давление настройки предохранительного клапана обычно превышает рас­четное максимальное давление Р_н масла на выходе из насоса на 10-20%, что обеспечивает необходимый запас мощности привода

При этом меньший запас устанавливается для приводов среднего и высокого давления (5 МПа ≤ Р_н ≤ 10 МПа), и больший – для приводов

низкого давления (Р_н ≤2,5 МПа).

7.2.7 Определение минимально необходимой производительности насоса

В системах с дроссельным способом регулирования скорости двигателей производительность насоса, а следовательно, и мощность, потребляемая им, постоянны. Характерным для этого способа является превышение производительности насоса над максимально необходимым расходом масла через гидродвигатель. При таком условии избыточная часть жидкости отводится от насоса через предохранительный клапан в бак.

При работе насоса, с ростом давления Р_н , его производительность Q _н убывает в связи с увеличением внутренних утечек через зазоры в спряжениях трущихся пар насоса.

Расход жидкости, создаваемый насосом в напорной гидролинии системы, на своем пути к гидродвигателю уменьшается вследствие утечек в аппаратах, имеющих напорные и сливные полости, а также дренажные гидролинии ( гидрораспределители, редукционные клапаны и т.п.).

При прочих равных условиях утечки зависят от величины зазора, соединяющего полости с разным давлением внутри устройства, от перепада давления и от вязкости рабочей жидкости. Они снижают скорость выходного звена привода, вызывают интенсивный разогрев жидкости и снижают экономичность привода.

Кроме внутренних утечек в насосе и в аппаратах, установленных в напорной гидролинии или подключенных к ней, имеют место потери расхода в

двигателях. Внутренние утечки в двигателе имеют направление, совпадающее с направлением рабочего потока жидкости, но, проходя через зазоры из напорной полости двигателя в сливную, эта жидкость не совершает полезной работы.

Таким образом, необходимая минимальная производительность насоса определится по формуле

Выбираем конкретную модель насоса Г12-33М (Q _н =35,7 л/мин; Р_н =6,3МПа ) по справочной литературе [3].

7.2.8 Выбор приводного электродвигателя насосной станции

В промышленных гидросистемах в качестве приводных двигателей для насосов обычно используют трехфазные асинхронные электродвигатели серии 4А.

Электродвигатель для продолжительного режима работы следует выбирать по номинальному режиму, определяемому подачей Q_Н насоса при максимальном давлении Р_Н нагнетания насоса, что соответствует элементу "Рабочая подача" цикла.

Необходимую мощность электродвигателя определяем по формуле

По вычисленному значению N _Э выбираем ближайший больший по мощности стандартный электродвигатель 4АМ132М6УЗ (N _Э =7,5 кВт; n =1000 об/мин) [4]. При этом номинальная частота вращения вала электродвигателя должна соответствовать номинальной рекомендованной частоте вращения ротора выбранного насоса.

7.2.9 Тепловой расчет гидросистемы

В процессе работы станка часть мощности приводного электродвигателя в конечном итоге затрачивается на перемещение рабочих органов и преодоление полезной нагрузки, а остальная мощность расходуется на преодоление различного рода сопротивлений в гидроприводе и механизмах машины, и превращается в теплоту, поглощаемою преимущественно маслом, что вызывает его нагрев и нежелательное уменьшение вязкости.

Потери мощности в гидроприводе, являющиеся причиной разогрева масла, определяются по формуле

С некоторым допущением считают, что полученная маслом теплота отдается в окружающую среду через поверхности масляного бака. Для улучшения теплопередачи рекомендуется выполнять наружные стенки бака с ребрами, значительно увеличивающими площадь F.

Вычисляем необходимый для поддержания устойчивого теплового баланса объем V масла в баке:

где α – коэффициент теплопередачи от стенок бака окружающему воздуху (α = 40-60 Вт/(м^2˚ С));

Δt – превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды

где t_м – заданная максимально допустимая температура масла в баке (см. табл.4);

t₀ –температура окружающей среды (t₀ =20^˚ С).

При проектировании промышленных гидроприводов рекомендуется V масла в баке ориентировочно определять из условия обеспечения 120-130 секундного расхода насоса

Так как объем вычисленный по формуле (*) превышает значение объема, вычисленное по формуле (**), то в системе необходима установка теплообменника.

Список литературы.

1. Алешин О.Н. Машины для земляных работ;- Брянск; БГТУ, 2005.-172с.

2. Машины для земляных работ;/ Под общ.ред. Д.П.Волкова. – М.; Машиностроение,1992. -448 с.

3. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин,; Справочник – М.; Машиностроение,1983. – 301 с.

4. Александров.М.П. Грузоподъемные машины;- М. ; Машиностроение,1986. -400с.

5. Домбровский Н.Г. Землеройные машины. – М.; Стройиздат,1961.- 462с.

6. Симанин Н.А. Гидравлические приводы технологического оборудования машиностроительных производств. Методические указания к расчетно –графической курсовой работе. Пенза: ППИ - 1992

7. Симанин Н.А. Основы расчета и проектирования гидроприводов станочного оборудования. Учебное пособие. Пенза: ПГУ - 1999 г.

8. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. – 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение - 1988 г.

9. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Т.3. – 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение - 1982 г.