Схема гидропривода строительных машин

В большинстве современных моделей универсальных одноковшовых экскаваторов, самоходных стреловых кранов, погрузчиков, бульдозеров, скреперов и других строительных машинах для передачи мощности от двигателя к рабочим механизмам применяется гидравлический объемный (статический) привод. В объемном гидроприводе используется энергия (статический напор) практически несжимаемой рабочей жидкости (минеральное масло), нагнетаемой гидравлическими насосами.

На рис. 1.1 приведена принципиальная схема гидропривода механизма подъема стрелы одноковшового экскаватора.

Рабочая жидкость всасывается-из бака через фильтр насосом и подается через золотниковое распределительное устройство в одну из полостей силовых цилиндров. Из противоположных полостей через тот же распределитель рабочая жидкость сливается в бак.

Рекламные предложения на основе ваших интересов:

Для предохранения гидросистемы от перегрузок на нагнетательной линии устанавливают предохранительный клапан, сбрасывающий при максимальном давлении, на которое он отрегулирован, избыток рабочей жидкости обратно в бак. Привод насоса осуществляется от основного двигателя машины.

В гидроприводах строительных машин широко распространены шестеренные, аксиально-поршневые насосы и гидромоторы.

Насосы преобразуют механическую энергию привода в энергию потока рабочей жидкости; гидромоторы преобразуют энергию потока рабочей жидкости в механическую, вращая приводные валы механизмов.

Шестеренные насосы выполняют с внешним и внутренним зацеплением. Они могут иметь одну или несколько секций. На рис. 1.2 приведена схема односекционного насоса типа НШ с внешним зацеплением. При вращении шестерен, в направлении, указанном стрелками, рабочая жидкость из бака поступает во всасывающую камеру корпуса 3 насоса. Из камеры всасывания жидкость, заключенная во впадинах шестерен, переносится в камеру нагнетания и выдавливается в рабочую магистраль. Число зубьев шестерен колеблется в пределах от 6 до 12. Односекционные насосы развивают рабочее давление до 100 кгс/см2 (10 МП а).

Для получения больших давлений — до 140 кгс/см2 (14 МПа) иногда применяют многосекционные насосы, состоящие из нескольких пар шестерен — секций (обычно двух или трех), расположенных последовательно.

Рис. 1.1. Принципиальная схема гидропривода под-иема стрелы одноковшового экскаватора:
1 — фильтр; 2 — бак; 3 — насос; 4 — напорная линия; 5 — золотниковое распределительное устройство; 6 — рукоять управления; 7 — силовые гидроцилиндры двустороннего действия; 8 и 9 — трубопроводы; 10 — стрела; 11 — рукоять; 12 — ковш; 13 — предохранительный клапан; 14 — сливная линия

Шестеренные насосы просты по конструкции, малогабаритны и имеют невысокую стоимость. Основные их недостатки — сравнительно малый КПД (0,6—0,75) и небольшой срок службы при работе с высоким Давлением.

Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы (рис. 1.3) аналогичны по конструкции и состоят из неподвижного распределительного диска, вращающегося блока поршней со штоками и приводного вала. Блок имеет восемь расположенных по окружности цилиндров. Приводной вал, опирающийся на три шарикоподшипника, передает вращение блоку цилиндров через универсальный шарнир (карданный вал). Поршни также шарнирно связаны с приводным валом при помощи штоков, шаровые головки которых завальцованы во фланцевой части вала.

Рис. 1.2. Схема односекционного шестеренного насоса с внешним зацеплением

Блок, вращающийся на шарикоподшипнике, расположен к приводному валу под углом сс = 30°. Благодаря этому при вращении вала поршни движутся вместе с блоком и одновременно перемещаются возвратно-поступательно вдоль оси цилиндров 6, попеременно засасывая рабочую жидкость из всасывающей магистрали и выталкивая ее в напорную магистраль. Блок цилиндров прижат пружиной к неподвижному распределительному Всасывание диску. В диске имеются два дуговых окна (рис. 1.3,6), через одно из которых жидкость засасывается из бака, а через другое нагнетается поршнями в напорную магистраль. Перемычки между окнами отделяют полость всасывания от полости нагнетания. При вращении блока отверстия цилиндров соединяются либо со всасываюющей, либо с напорной магистралями. За половину оборота вала каждый поршень перемещается к верхнему торцу блока, при этом рабочая жидкость засасывается под поршень из всасывающей магистрали через всасывающее окно распределительного диска. За следующую половину оборота поршень движется к нижнему торцу блока, при этом жидкость вытесняется из-под поршня через нагнетательное окно диска в напорную магистраль.

Рис. 1.3. Аксиально-поршневой насос:
а — конструктивная схема; б — схема действия неподвижного распределительного диска

При использовании аксиально-поршневого насоса в качестве гидродвигателя по напорной магистрали от насоса нагнетается рабочая жидкость и ее давление на поршни преобразуется во вращение приводного вала. Отработавшая жидкость отводится от гидродвигателя по сливному трубопроводу. Для реверсирования гидродвигателя меняют местами нагнетательный и сливной трубопроводы или изменяют направление потоков жидкости в них на противоположное.

Современные аксиально-поршневые насосы развивают рабочее давление до 160—175 кгс/см2 (16—17,5 МПа) и выше и имеют высокий КПД —до 0,96—0,98.

Различают регулируемые (переменной подачи) и нерегулируемые (постоянной подачи) аксиально-поршневые насосы. У нерегулируемых насосов угол а наклона вращающегося блока цилиндров по отношению к оси приводного вала постоянен. В регулируемом насосе имеется возможность изменения угла наклона качающего блока цилиндров в процессе работы. При плавном изменении угла взаимного расположения вала и блока цилиндров будут соответственно плавно обратно пропорционально изменяться подача жидкости Q (или производительность насоса) и давление р, развиваемое насосом, при неизменной мощности насоса N, так как N=pQ. Причем если этот угол изменить на противоположный, то насос изменит направление подачи жидкости также на противоположное.

Аксиально-поршневые насосы переменной подачи, снабженные устройствами для поворота оси блока в зависимости от давления в системе, используют для автоматического регулирования усилия и скорости рабочего органа или исполнительного механизма машины при колебаниях внешней нагрузки.

На некоторых моделях современных строительных машин установлены сдвоенные аксиально-поршневые насосы, которые состоят из двух унифицированных качающих узлов, смонтированных в одном корпусе. Сдвоенные насосы применяют в случае, когда для обслуживания системы гидропривода машины необходимо создать два потока рабочей жидкости.

Рис. 1.4. Схема гидроцилиндра двустороннего действия с односторонним штоком

Такие насосы развивают рабочее давление в системе гидропривода до 250—300 кгс/см2 (25—30 МПа). По числу устанавливаемых насосов или потоков жидкости, подаваемых в напорные линии, классифицируют системы гидропривода стррительных машин. На отечественных машинах наибольшее распространение получила двухпоточная система привода, в которой рабочая жидкость от двух или трех насосов (секций насоса) подается в две напорные линии.

Гидроцилиндры — простейшие гидравлические двигатели с возвратно-поступательным движением подвижного звена, применяемые для привода элементов рабочего оборудования строительных машин. Различают гидроцилиндры одностороннего действия (плунжерные), передающие принудительное движением звену только в одном направлении, и двустороннего действия, у которых подвижное звено может принудительно перемещаться в противоположных направлениях. Основными элементами гидроцилиндра двустороннего действия (рис. 1.4) являются: цилиндрический корпус и поршень со штоком. Подвижным звеном может служить корпус или шток.

Наибольшее распространение в строительных машинах с гидравлическим приводом получили гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним штоком. Они аналогичны по конструкции и принципу действия и отличаются друг от друга диаметром и ходом поршня. Полость гидроцилиндра, в которой расположен шток, называется штоковой, противоположная — поршневой.

Рабочая жидкость в поршневую и штоковую полости поступает через штуцера. При подаче жидкости под давлением от насоса в поршневую полость шток выдвигается из гидроцилиндра, а при подаче жидкости в штоковую полость — втягивается в него. Герметичное разделение штоковой и поршневой полостей обеспечивается уплотнением поршня. Уплотнение штока препятствует утечке рабочей жидкости из штоковой полости.

Отверстия в хвостовике корпуса и головке штока служат для присоединения гидроцилиндра посредством шарниров к рабочим органам и несущим конструкциям машины. Для компенсации перекосов соединяемых элементов гидроцилиндры устанавливают на сферических подшипниках.

Управление гидродвигателями осуществляется распределительными устройствами (распределителями). Они направляют поток рабочей жидкости от насоса по трубопроводам к рабочим полостям гидродвигателей, управляют последовательностью их действия и обеспечивают отвод жидкости из сливных полостей в бак. Кроме того, распределительные устройства реверсируют гидродвигатели и регулируют их скорость.

В гидросистемах строительных машин применяют главным образом золотниковые распределители. По числу присоединенных каналов золотниковые распределители делят на двух-, трех- и четырехходовые. Для управления гидродвигателями двустороннего действия применяют, как правило, четырехходовые распределители с четырьмя каналами (напор, слив и два рабочих отвода). По числу фиксированных положений золотника — рабочих позиций — различают трех- и четырехпозиционные распределители. Положения золотника трехпозиционного распределителя — два рабочих и одно нейтральное, четырехпозиционного — два рабочих, одно нейтральное и одно плавающее.

Трехпозиционный четырехканальный распределитель (см. рис. 1.1) управляет подачей рабочей жидкости в гидроцилиндры механизма подъема стрелы. При помощи его можно попеременно соединять напорную и сливную линии либо с трубопроводом (рабочее положение рукоятки управления 6), либо с трубопроводом (положение Р2), меняя таким образом направление движения штоков гидроцилиндров. В нейтральном положении золотника (положение Н) можно останавливать штоки гидроцилиндров и связанную с ними стрелу в любом положении, запирая входы в оба трубопровода. При запирании линий распределитель соединяет напорную и сливную линии и обеспечивает разгрузку непрерывно работающего и подающего рабочую жидкость насоса.

Четырехсекционный распределитель обеспечивает четвертое — плавающее положение штока гидроцилиндра. В плавающем положении золотник отсекает от напорной линии распределителя обе полости гидроцилиндра и соединяет их со сливной линией, в результате чего шток или цилиндр может свободно перемещаться под действием внешней нагрузки.

Золотниковые распределители выпускают в двух исполнениях—моноблочном и секционном (разборном). У моноблочного распределителя все золотниковые секции выполнены в одном литом корпусе, число секций постоянно. У секционного распределителя каждый золотник установлен в отдельном корпусе (секции), присоединяемом к таким же смежным унифицированным секциям. Число секций секционного распределителя можно уменьшать или увеличивать путем перемонтажа. На большинстве отечественных машин установлены секционные распределители. В систему управления, входят также клапаны различного назначения и дроссели.

Предохранительные клапаны ограничивают повышение давления жидкости в системе сверхдопустимого и защищают элементы гидросистемы от перегрузок. Клапаны регулируют на давление, превышающее номинальное на 10—15%. При давлении, превышающем рабочее, клапан открывается и перепускает жидкость в сливную линию.

Редукционные клапаны понижают давление подаваемой в систему жидкости до определенной величины независимо от давления, развиваемого насосом.

Обратные клапаны служат для пропуска потока жидкости только в одном направлении.

Дроссели представляют собой местные гидравлические сопротивления и предназначены для изменения объема подачи жидкости в гидродвигатели: в гидроцилиндр в целях регулирования скорости движения штока или в гидромотор для регулирования частоты его вращения. Обычно дроссель ставят на трубопроводе, соединяющем сливную и напорную линии. Дроссель отводит часть потока жидкости в сливную линию, уменьшая тем самым подачу в гидродвигатель.

Гидродинамические передачи. Гидродинамическая передача представляет собой гидромуфту (применяется редко) или гидротрансформатор, принцип действия которых основан на гидродинамической связи между их ведущими и ведомыми элементами. Гидромуфта или гидротрансформатор обычно связывают валы двигателя и исполнительного механизма.

Гидротрансформатор (рис. 1.5) обеспечивает плавное автоматическое изменение величины передаваемого крутящего момента в зависимости от меняющейся- внешней нагрузки. Он состоит из трех колес, снабженных радиально расположенными криволинейными лопатками: ведущего (насоса), жестко связанного с валом двигателя; ведомого (турбины), соединенного с валом исполнительного механизма и промежуточного направляющего 3 (реактора), закрепленного неподвижно. Полость корпуса гидротрансформатора заполнена маловязким маслом. При вращении насоса его лопатки отбрасывают масло в сторону турбины. Ударяясь о лопатки турбины, масло отдает ей часть кинетической энергии, вследствие чего турбина начинает вращаться в одном направлении с насосом. Из турбины масло перетекает в направлении, обратном вращению насоса, к неподвижным лопаткам реактора, ударяется о них и, изменив направление вращения, поступает затем в насос. В результате удара на лопатках реактора возникает усилие, вызывающее появление реактивного момента, воздействующего на тубину. Таким образом, на турбину действуют два момента: крутящий моментдвигателя, передаваемый через поток ротранеформатора жидкости от насоса, и реактивный момент.

Это позволяет получать на выходном валу гидротрансформатора крутящий момент, превышающий момент приводного двигателя. При уменьшении частоты вращения турбины с увеличением внешней нагрузки автоматически увеличивается реактивный и, следовательно, суммарный крутящий момент на выходном валу. Отношение максимального крутящего момента к моменту двигателя, называемое коэффициентом трансформации, составляет 2,5—3,5.

Применение гидротрансформатора в трансмиссиях машин позволяет предохранить двигатель от перегрузок, улучшить тяговые качества машин, упростить их кинематику, повысить производительность.

Гидравлический привод строительных и дорожных машин

Федеральное агентство по образованию

Санкт-Петербургский государственный архитектурно-

Кафедра транспортно-технологических машин в строительстве

Гидравлический привод строительных и дорожных машин

к выполнению курсовой работы по дисциплине “Гидравлический привод строительных и дорожных машин” для студентов специальности 190205 – подъемно-транспортные, строительные и дорожные машины

Гидравлический привод строительных и дорожных машин: Методические указания для выполнения курсовой работы по гидравлике и гидропневмоприводу для студентов специальности 190205 – подъемно-транспортные, строительные и дорожные машины / СПб. гос. архит.-строит. ун-т; Сост.: , . – СПб., 2005. – 26 с.

Дана методика полного расчета гидропривода рабочего оборудования бульдозера с отвалом и рыхлителем. На основании расчета производится выбор основного гидравлического оборудования: насоса, распределителя, гидроцилиндров, фильтров, гидробака и др. Производится определение сопротивлений всасывающей, напорной и сливной гидролиний с построением графиков. Определяется коэффициент полезного действия гидропривода рабочего оборудования и тепловой расчет гидросистемы. Приведенные материалы дают возможность студентам рассчитывать и выбирать гидрооборудование строительных и дорожных машин.

Ил. 10. Табл. 7. Библиогр.: 9 назв.

Рецензент: канд. техн. наук, доцент (СПбГАСУ)

Введение

Гидравлический привод занимает все большее место среди других видов приводов в строительной и дорожной технике. Основные преимущества гидравлического привода общеизвестны:

ü меньшие габариты и масса по сравнению с традиционными механическим и электрическим приводами;

ü возможность создания больших передаточных чисел, до 2000 и более;

ü повышение производительности за счет увеличения усилий на рабочих органах и малой инерционности системы управления;

ü бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов и возможность автоматизации отдельных операций или технологического процесса;

ü надежное предохранение от перегрузок как приводного двигателя, так и металлоконструкций машины;

ü легкость и удобство управления рабочим процессом строительной машины;

ü простота преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот;

ü применение стандартных и унифицированных гидромашин, направляющих и регулирующих аппаратов.

Благодаря этим достоинствам гидроприводом оснащаются землеройные и землеройно-транспортные машины, а также и наиболее трудоемкие операции транспортных и подъемно-транспортных машин, бурильного и сваебойного оборудования, арматурных и других машин. В последнее время все более интенсивно внедряется гидропривод в дробильно-сортировочное оборудование, а также и в средства малой механизации, например, универсальная машина МУМС-31, экскаватор на базе малогабаритного трактора К-20 и др. Гидропривод применяется и в механизированных инструментах для резки и гибки арматуры и других специальных инструментах и приспособлениях.

Как в России, так и за рубежом в первую очередь внедряются машины с гидроприводом в тех рабочих условиях, где требуются значительные усилия и в технологических процессах, отличающихся высокой трудоемкостью.

За сравнительно небольшой срок развития гидравлического привода основные параметры насосов увеличены в несколько раз. Например, создаваемое рабочее давление у шестеренных и пластинчатых насосов увеличено до 30 МПа, у аксиально-поршневых до 42 МПа, радиально-поршневых до 70 МПа. Есть сведения об увеличении давления аксиально-поршневыми насосами до 140 МПа (Великобритания), пластинчатыми насосами – до 40 МПа (Япония), шестеренными насосами внутреннего зацепления – до 40 МПа с рабочим объемом от 5 до 500 см3 (фирма Bucher Hydraulics). Для создания более компактных аксиально-поршневых насосов угол наклона блока увеличен до 40 ¸ 45°.

Европейские фирмы производят более 300 типоразмеров гидромоторов, из них 122 – аксиально-поршневые, 65 – шестеренные с наружным зацеплением, 46 – радиально-поршневые, 24 – шестеренные внутреннего зацепления и героторные, 12 пластинчатые и 33 – прочие. Основной диапазон давления рабочей жидкости составляет 6,3 ¸ 48 МПа, а рабочего объема 0,25 ¸ 150000 см3.

Гидроцилиндры постоянно совершенствуются за счет более прогрессивных покрытий и уплотнений. Из всего конструктивного разнообразия известных гидроцилиндров можно привести пример цилиндра “рекордсмена”, длина которого составляет 45 м (фирма Bosch Rexroth), применяется для управления шлюзовым затвором в Голландии.

Из приведенного фактического материала не составит труда сделать вывод о бурном совершенствовании отдельных гидравлических машин и аппаратов, на основе которых постоянно создается строительная и дорожная техника с новыми технологическими возможностями.

Поэтому в настоящее время трудно представить современного инженера – молодого специалиста без знания конструкции, работы и основ методики расчета гидравлического привода строительных и дорожных машин.

Общее описание базовой машины

В качестве примера для расчета гидропривода рассматривается бульдозер с рыхлителем ДЗ-117А. Общий вид машины показан на рис. 1.

Рис. 1. Общий вид бульдозера с рыхлителем

Бульдозерное оборудование предназначено для послойной разработки грунтов с последующим их перемещением на малые расстояния. Может быть использовано для зачистки траншей, котлованов, грубой планировки поверхности, перемещения сыпучих материалов и др.

Рыхлительное оборудование предназначено для разработки прочных грунтов, включая мерзлые.

На рис.1 показан базовый трактор 1 типа Т-130МГ-1 с бульдозерным рабочим оборудованием – отвалом 2 с толкающей рамой 3, гидроцилиндрами 4 подъема и опускания отвала, гидроцилиндром 5 перекоса отвала.

Трактор оснащен зубом рыхлителя 6 с шарнирно закрепленной рамой 7 и гидроцилиндрами 8, которые позволяют изменять глубину рыхления грунта.

Перемещение рабочего оборудования отвала бульдозера и зуба рыхлителя производится при помощи гидропривода.

Принципиальная гидравлическая схема показана на рис. 2.

Схема включает в себя гидробак Б с рабочей жидкостью, насос Н, трехзолотниковый распределитель Р, гидроцилиндры Ц1 и Ц2 подъема и опускания отвала, гидроцилиндр Ц3 переноса отвала с гидрозамком ЗМ, гидроцилиндры Ц4 и Ц5 подъема и опускания зуба рыхлителя.

Рис. 2. Гидравлическая принципиальная схема бульдозера ДЗ-117А

В корпусе распределителя Р имеется предохранительный клапан КП для ограничения максимального давления создаваемого насосом. Золотник З1 четырехпозиционный служит для управления цилиндрами Ц1 и Ц2, трехпозиционные З2 – цилиндром Ц3 и З3 – цилиндрами Ц4 и Ц5. Четвертая позиция З1 позволяет работать отвалом бульдозера в плавающем положении при ведении планировочных работ.

Гидрозамок ЗМ удерживает в заданном положении перекос отвала при нейтральной позиции золотника З2, предотвращая перетечки рабочей жидкости.

Состав курсовой работы:

1. Титульный лист (стандартный).

2. Задание на курсовую работу (см. Приложение 1).

3. Введение. Приводится материал с указанием достоинств и недостатков гидропривода. Кратко излагается цель и задачи курсовой работы.

4. Приводится принципиальная гидравлическая схема согласно индивидуального задания с описанием гидроэлементов и принципа их действия. Приводится описание работы разработанной схемы. Гидросхему рекомендуется выполнять на листе формата А1, который делится на две части. На одной части (формат А2) изображается по требованиям ЕСКД исходная схема, на второй части (формат А2) – схема разработанная студентом.

5. Расчет гидравлического привода.

6. Заключение. Приводится описание основных результатов, полученных в выполненной студентом работе.

7. Список использованной литературы.

Нагрузка на штоки цилиндров: Ц1 и Ц2

Ц3

Ц4 и Ц5

Скорость перемещения штоков v = 0,08 м/с.

Номинальное давление в системе Рном = 16 МПа.

Рабочая жидкость: зимой М-8В2

Длина гидролиний: всасывающая Lв = 3 м;

напорная Lн = 8 м;

сливная Lс = 6 м.

Коэффициенты местных сопротивлений в гидролиниях:

всасывающая xв = 1,5;

Высота всасывания рабочей жидкости из бака h = ± 0,3 м.

Температура окружающего воздуха: tmin = − 30 °С;

Режим работы гидропривода тяжелый.

Расчет гидравлического привода бульдозера:

1. Расчет мощности и подачи насоса

Мощность привода насоса для работы гидроцилиндров определяется по формуле:

где F – усилие на штоках одновременно работающих гидроцилиндров, Н;

v – скорость поршня, м/с;

hгм. н – гидромеханический КПД насоса;

hгм. ц – гидромеханический КПД одновременно работающих цилиндров.

Принимаем, что одновременно работают цилиндры подъема и перекоса отвала бульдозера.

Гидромеханический КПД насоса выбирается из технической характеристики (см. табл. 1). В нашем случае hгм. н = 0,91.

Техническая характеристика шестеренных насосов

Гидромеханический КПД гидроцилиндров рекомендуется выбирать в зависимости от номинального давления Рном в гидросистеме. Значения hгм. ц приведены в таблице 2.

Рекомендуемые значения hгм. ц

Так как одновременно работают три гидроцилиндра, то формула для определения мощности насоса имеет вид:

Определим подачу насоса:

Выбор производим по номинальному давлению в гидросистеме и рабочему объему насоса.

В задании известно Рном = 16 МПа и используется в базовой машине насос шестеренного типа. Компоновочная взаимосвязь с приводом от двигателя также известна и производится через редуктор с передаточным числом i = 1,49.

По заданному давлению и приводу в базовой машине целесообразно выбрать насос шестеренного типа.

Определим частоту вращения вала насоса nн при номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя базовой машины nдв = 1070 мин-1.

Подача насоса Qн определяется по формуле:

где Vн – рабочий объем насоса, см3;

hоб. н – объемный КПД насоса (см. табл. 1).

Подставляя численные значения, имеем:

По данным табл. 1 выбираем насос НШ-100 с рабочим объемом

Действительная подача Qн и мощность привода Nн будут равны следующим значениям:

3. Выбор гидрораспределителя, гидрозамка и фильтра

Гидрораспределители выбирают по количеству управляемых гидродвигателей, с учетом номинального давления и подачи рабочей жидкости. Для управления тремя группами гидроцилиндров (подъем и опускание отвала, перекос отвала и подъем и опускание зуба рыхлителя) выбираем трехзолотниковый распределитель, два золотника которого трехпозиционные, а один – четырехпозиционный для обеспечения подъема, опускания и плавающего положения отвала бульдозера.

Распределитель должен быть четырехлинейным с ручным управлением и пружинным возвратом золотника, секционным типа РС25.20 (РС – распределитель секционный, 25 – условный проход каналов в мм, 20 – номинальное давление в МПа) или моноблочным для мобильных машин типа Р160-3/1 (Р – распределитель, 160 – расход рабочей жидкости в л/мин, 3 – трехзолотниковый, 1 – пружинный возврат золотников).

Гидрозамок выбираем двухсторонний, или два односторонних, по основным параметрам, приведенным в Приложении 2. Для нашего примера можно выбрать гидрозамки типа У4610.36Б.

Фильтр принимаем по параметрам в Приложении 3. Основными параметрами при выборе следует считать тонкость фильтрации и расход рабочей жидкости. Выберем фильтр типа 1.1.50-25ИЗ с индикатором загрязнения.

4. Расчет диаметров трубопроводов

Максимальные скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах рекомендуются следующие:

Всасывающая гидролиния vв = 1,4 м/с;

Сливная гидролиния vс = 2 м/с.

Напорная гидролиния в зависимости от давления:

Принимаем скорость потока для всасывающих трубопроводов vв = 1 м/с, сливных – vс = 2 м/с и для напорных – vн = 5 м/с.

Диаметр условных проходов трубопроводов определяем по формуле:

где Qн – подача насоса, м3/с;

v – скорость потока рабочей жидкости, м/с.

Диаметр условного прохода всасывающего трубопровода:

Полученные значения условных проходов округляем до ближайшего из основного ряда в мм: ¼ 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 56, 80, 100, 125, ¼ ГОСТ .

Принимаем стандартные диаметры условных проходов:

dв = 56 мм, dн = 25 мм, dс = 40 мм.

Уточняем действительные скорости потока жидкости по принятым стандартным диаметрам по формуле:

5. Расчет потерь давления во всасывающем трубопроводе

Для бескавитационной работы следует уменьшать длину трубопровода, местные сопротивления, увеличивать диаметр трубопровода, а уровень установки гидробака должен быть выше уровня всасывающего патрубка насоса. Установлено, что во всасывающем трубопроводе шестеренного насоса давление должно быть больше 0,06 МПа, а для аксиольно-поршневого – 0,07 МПа.

Давление во всасывающем трубопроводе определяется по уравнению Бернулли:

где Ро – атмосферное давление, Ро = 760 мм. рт. ст. = 101325 Па;

r – плотность рабочей жидкости, кг/м3;

g – ускорение свободного падения, м/с2;

h – высота всасывания, м;

v – скорость потока жидкости, м/с;

x – суммарный коэффициент местных сопротивлений;

b – поправочный коэффициент, учитывающий влияние вязкости жидкости на местные потери;

l – коэффициент трения жидкости о стенки трубопровода;

L – длина всасывающего трубопровода, м;

d – диаметр всасывающего трубопровода, м.

Плотность в зависимости от температуры t можно определить по графику (рис. 3) или по формуле:

где r – плотность жидкости при t = 20 °С, кг/м3;

bt – температурный коэффициент расширения, °С–1;

Рис. 3. Зависимость плотности от температуры

Вязкость жидкости определяется по графику, рис. 4. Дополнительно для других типов рабочих жидкостей зависимость вязкости от температуры приведена на графике (см. Приложение 4).

Рис. 4. Зависимость вязкости от температуры

Коэффициент трения жидкости о стенки трубопровода l при ламинарном течении определяется по формуле:

,

при турбулентном течении:

,

где Re – число Рейнольдса.

Ламинарный режим течения имеем при Re 2300. Поэтому сначала определим Re, то есть режим течения при различных температурах. Можно начинать определение с температуры t = –20 °С, так как при более низких температурах заданная в примере жидкость теряет текучесть.

Целесообразно все результаты расчетов представить в форме таблицы для различных температур жидкости. Числа значений температур выбирается произвольно, но не менее пяти значений. По результатам, полученных данных табл. 3 определяется давление в трубопроводе для двух предельных значений высоты всасывания +h и –h насоса.

Давление во всасывающей гидролинии в зависимости от температуры, для зимнего масла М-8-В2

Определим число Рейнольдса при различных температурах жидкости:

Коэффициент трения для выбранных температур будет равен следующим величинам:

(турбулентный поток течения жидкости)

Поправочный коэффициент b при ламинарном режиме определяем по графику, рис. 5, при турбулентном режиме принимается b = 1.

Рис. 5. Зависимость b = f(Re)

По результатам расчета строим графики Рв = f(t) для h = +0,3 м и h = –0,3 м.

Рис. 6. Зависимость давления от температуры во всасывающем патрубке шестеренного насоса

Для нахождения температуры, до которой шестеренный насос работает в бескавитационном режиме, проведем линию на высоте до 0,06 МПа. Пересечение линии с графиками покажет температуру, до которой можно эксплуатировать насос. При более низкой температуре появляется кавитация.

В нашем примере зона кавитационной работы насоса находится левее t = 34 °С для масла М-8-В2 при h = +0,3 м, а при h = –0,3 м – левее t = 40 °С.

При температуре 64 °С и h = +0,3 м давление во всасывающем патрубке насоса выше атмосферного. Размещение гидробака выше линии всасывания насоса позволяет сдвинуть начало кавитации в сторону низких температур.

6. Расчет потерь давления в напорной и сливной гидролиниях

Путевые потери находим по формулам:

где DРпн – потери давления в напорной гидролинии, Па;

DРпс – потери давления в сливной гидролинии, Па.

Или можно написать сумму потерь в развернутом виде:

где lн , lс – коэффициенты трения в напорной и сливной гидролиниях;

r – плотность рабочей жидкости, кг/м3;

Lн, Lс – длины напорной и сливной гидролиний, м;

dн, dс – диаметры условных проходов напорных и сливных трубопроводов, м;

vн, vс – скорости потока жидкости в напорной и сливной гидролиниях, м/с.

Аналогично с предыдущим разделом готовим и заполняем расчетными данными табл. 4.

Аналогично определяем число Рейнольдса для выбранных температур, °С: 0, 30, 60 и 80.

Зависимость потерь давления в напорной и сливной гидролиниях от температуры для масла М-8-В2

Аналогично определяем коэффициент трения жидкости для остальных температур и рассчитаем суммарные путевые потери для указанных температур:

Местные потери давления для напорной и сливной гидромагистралей определяются по формулам:

где и – местные потери давления в напорной и сливной линиях, Па.

Или в развернутом виде:

где xн, xс – коэффициенты местных сопротивлений в напорной и сливной гидролиниях;

bн и bс – поправочный коэффициент, учитывающий влияние вязкости жидкости на местные сопротивления;

vн, vс – скорости жидкости в напорной и сливной линиях, м/с.

Определяем местные потери для остальных температур и заносим результаты в табл. 4 и строим график, рис. 7.

Рис. 7. Зависимость суммарных потерь от температуры рабочей жидкости в нагнетательной и сливной магистралях

Для анализа полученных зависимостей проводим параллельную оси абсцисс линию, отстоящую от начала координат на 20 % Рном., что составляет 3,2 МПа. Пересечение линии с графиками показывает, что гидропривод бульдозера можно эксплуатировать только до +6 °С. При более низких температурах потребуется разогрев рабочей жидкости перед пуском машины. Потеря работоспособности гидропривода наступает при температуре 10 °С на летнем и 5 °С на зимнем масле в гидросистеме.

7. Расчет КПД гидропривода бульдозера-рыхлителя

Общий КПД определяется по формуле:

где hг, hмех, hоб – КПД гидравлический, механический, объемный.

Гидравлический коэффициент полезного действия определяется по суммарным потерям давления:

Расчет произведем только для зимнего масла М-8В2:

Механический КПД определяем для наиболее удаленных гидроцилиндров, в нашем случае гидроцилиндров отвала:

где hмех. н, hмех. р, hмех. ц – КПД насоса, распределителя, цилиндров.

Из табл. 1 для НШ-100 hмех. н = 0,91;

КПД гидрораспределителя принимаем hмех. р = 1,00;

КПД гидроцилиндров рекомендуется принимать в диапазоне hмех. ц = 0,94…0,98, в зависимости от давления в гидросистеме. Для Рном = 16 МПа принимаем hмех. ц = 0,96.

Также принимаем, что hмех не зависит от температуры.

Объемный КПД определяется аналогично:

Для распределителей и гидроцилиндров принимается hоб = 1, так как утечки малы по сравнению с насосом. Для насосов можно принимать hоб из табл. 1, или по графику, рис. 8.

Рис. 8. Зависимость hоб от температуры tж для шестеренных насосов при работе с маслом М-8-В2

Результаты определения КПД представим в табличной форме.

Зависимость КПД гидропривода от температуры

По результатам таблицы строим график hобщ = f(t).

Рис. 9. Зависимость КПД гидропривода от температуры

Полученная кривая линия дает возможность выбрать оптимальный температурный режим работы гидросистемы бульдозера-рыхлителя. Температурный режим работы выбирается студентом и указывается в выводах.

Гидроцилиндры выбирают обычно по величине хода и диаметру поршня. Ход определяют из кинематики рабочего оборудования машины, в нашем случае он не задан, поэтому выбираем по диаметру поршня.

В исходных данных задано усилие на штоках гидроцилиндров:

Формула по усилию имеет вид:

где D – диаметр поршня, м;

hгм – гидромеханический КПД цилиндра.

hгм – определяем по данным табл. 5 при t = 30 °С.

Для окончательного выбора цилиндра используем рекомендуемые значения диаметров поршня D и штока d, приведенные в табл. 6.

Рекомендуемые диаметры D и d гидроцилиндров

Выбираем из таблицы 6 цилиндр с диаметрами: D = 125 мм, d = 80 мм.

9. Определение вместимости гидробака и площади теплоизлучающей поверхности гидропровода

На основании рекомендаций, вместимость гидробака Vб мобильных машин определяют по величине подачи насоса Qн:

Уточняем Vб по ГОСТу , который предлагает следующий ряд: …, 40, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, …

Принимаем ближайший больший по величине объем гидробака Vб = 160 л.

Форма гидробака, обычно, параллелепипед. Площадь теплоотдачи бака Fб такой формы равна:

где – объём гидробака, м3;

Определим площадь теплоизлучающей поверхности Fтп гидропривода:

где aб – коэффициент поправочный, для бульдозеров-рыхлителей aб = 2.

10. Тепловой расчет гидропривода

Расчет выполняем при максимальной температуре окружающего воздуха (см. исходные данные).

Количество тепла, выделяемого гидроприводом в окружающую среду:

где kп – коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, для тяжелого режима kп = 0,7;

kд – коэффициент использования номинального давления, kд = 0,6.

Установившаяся температура гидропривода:

где kтп – коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду, kтп = 10 .

Установившуюся температуру рекомендуется принимать не более 70 °С, а получили на 80 °С большую. Значит нужно увеличить поверхность теплоотдачи или предусмотреть теплообменный аппарат (радиатор), площадь которого определяется по формуле:

где kт – коэффициент теплоотдачи теплообменника, , для самоходных машин kт = 23;

tуст – максимальная принимаемая температура, tуст = 70 °С.

По величине Fт выбирают тип теплообменника бульдозера с рыхлительным оборудованием.

Литература:

1. Свешников и перспективы развития гидрооборудования стационарных машин. Гидравлика и пневматика. с.5-9, №15, 2004.

2. Каверзин и дипломное проектирование по гидроприводу строительных и дорожных машин. – Красноярск, 1984 – 248с.

3. Гидравлическое оборудование строительных и дорожных машин. Каталог. – М.: ВНИИ стройдормаш, 1991.

4. Васильченко оборудование мобильных машин. Справочник. – М.: Машиностроение, 1983 – 301с.

5. , Холин гидравлические и пневматические приводы. – М.: Машиностроение, 1981 – 269с.

6. Башта гидравлика. – М.: Машиностроение, 1971 – 672с.

7. Машиностроительный гидропривод, под редакцией – М.: Машиностроение, 1978 – 495с.

8. Волюжскии конструкций и схем гидромашин и гидроаппаратуры строительных и дорожных машин и оборудования». – СПб: СПбГАСУ, 1999.

9. Волюжский : Методические указания для выполнения и оформления принципиальных гидравлических и пневматических схем в курсовых работах. – СПб: СПбГАСУ, 2004. – 23с.

Приложение 1

Исходные данные к курсовой работе

Приложение 4

Зависимость вязкости рабочей жидкости от температуры

Оглавление

Общее описание базовой машины.. 4

Состав курсовой работы.. 7

Расчет гидравлического привода бульдозера. 9

Приложение 1. 27

Приложение 2. 28

Приложение 3. 28

Приложение 4. 29

Гидравлический привод строительных и дорожных машин

Подписано к печати 28.02.2005. Формат 60х84 1/16. Бум. офсетная.

Усл. печ. л. Уч.-изд. л. Тираж 100 экз. Заказ “C”

Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный уни­верси­тет.

Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская, 4.

Отпечатано на ризографе. Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская ул., 5.