Гидропривод роторного траншейного экскаватора

Введение

 

Курсовое проектирование объемных гидроприводов способствует обобщению и закреплению теоретических  знаний студентов, имеет целью развитие навыков самостоятельной творческой работы студентов, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормалями, выполнения расчетов, чертежей и составления текстовых конструкторских документов.

Объектом проектирования курсового проекта является объемный гидропривод роторного траншейного экскаватора.

Цель расчета –  определение параметров гидропривода, типоразмеров и номенклатуры применяемого гидрооборудования. Основным расчетом уточняются параметры гидропривода, устанавливается степень расхождения между полученными и заданными выходными параметрами гидропривода.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Исходные данные для  расчета объемного гидропривода

      

Роторный траншейный экскаватор

 

 

Номинальное давление гидропривода, МПа    16   

Усилие на штоке тянущем, Н       60000

Скорость перемещения  штока, м/с      0,45

Длин трубопроводов, м

   а) всасывающей(от  бака к насосу)     0,5

   б) напорной(от насоса к распределителю)    5

   в) исполнительной(от  распределителя к гидродвигателю)  1

   г) сливной(от  распределителя к баку)     2

 

 

Местные сопротивления, шт:

   а) переходник         6

б) штуцер          4

в) разъемная муфта        8

г) главное колено под углом 90⁰      6

д) дроссель          6

 

Температурный режим  работы,⁰С                                                     +60…+70

Окружающей среды        -25…+35 

 

 

 

 

2. Описание принципиальной  гидравлической схемы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1. Гидравлическая схема роторного траншйного экскаватора

 

Гидравлическая схема  включает в себя масляный бак Б  насос  производительности Н , секционный распределитель , гидроцилиндр  подъема и опускания передней части Ц . Для ограничения скорости опускания  ротора в  штоковых магистралях  гидроцилиндров  применены дроссели с обратными клапанами  ДР. В напорной и сливной магистралях установлены манометры МН1, МН2, а в масляном баке  датчик температуры Т. Очистка рабочей жидкости осуществляется  фильтром Ф  с переливным клапаном.

 

 

 

 

 

 

                                3.Расчет объемного гидропривода

3.1 Определение  мощности гидропривода и насоса.

Мощность гидропривода определяется по заданным нагрузкам  и скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных механизмов.

Полезная мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) определяется по формуле.

                N_гдв=F ,                                    (1)

где  N_гдв – мощность гидродвигателя, кВт;

        F – усилие на штоке, кН;

   - скорость движения штока,м/с.

                  N_гдв=60 =27 кВт

   Получаемая мощность насоса определяется из мощности гидродвигателя с учетом потерь энергии при ее передаче от насоса к гидродвигателю по формуле (2)

           N_нп= _{зу зс} N_гдв,                                  (2)

где  N_нп- мощность насоса, кВт;

  _зу- коэффициент запаса по усилию, _зу=1,1…1,2;

  _зс- коэффициент запаса по скорости, _зс=1,1…1,3;

             N_гдв – мощность гидродвигателя, кВт.

 N_нп= =38,88 кВт.

 

3.2. Выбор насоса

Зная необходимую полную мощность насоса, определяемую по формуле (2), и учитывая, что полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью N_нп=p_ном Q_н, можно найти подачу или рабочий объем насоса по формулам

Q_н= N_нп/p_ном;      (3)

g_н= N_нп /p_ном n_н;      (4)

 

 где N_нп – мощность насоса, кВт;

Q_н- подача насоса, дм³/с; Q_н= g_н n_н;

P_ном- номинальное давление, МПа;

g_н- рабочий объем насоса, дм³;

n_н- частота вращения вала насоса, с^-1.

                                Q_н= 38,88/16=2,43 дм³/с

            g_н=38,88/16·25=0,0972 дм³

Насос выбирается из технической  литературы [5] по двум параметрам, ближайшим  к расчетным: номинальному давлению p_ном и рабочему объему насоса  g_н

_.

Техническая характеристика шестеренного насоса типа НШ 100А-3

Рабочий объем, см³      98,8

Давление на выходе, МПа:

  номинальное                16,0

  максимальное               20,0

Частота вращения вала, с^-1     

  номинальная                25

  максимальная               32

Номинальная потребляемая мощность, кВт         106,2

Номинальная объемная подача, дм³/мин                 55,6

КПД (в номинальном  режиме при вязкости

рабочей жидкости 30...70сСт)

  объемный        0,94

  полный                0,85

Масса, кг, не более      45,6

По технической характеристике выбранного насоса производится уточнение действительной подачи насоса по формуле

Q_нд=g_нд n_{нд об},      (5)

 

где  Q_нд- действительная подача насоса, дм³/с;

        g_нд- действительный рабочий объем насоса, дм³;

        n_нд- действительная частота вращения вала насоса, с^-1;

        _об- объемный КПД насоса.

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости.

Расчетные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и сливной гидролинии определяют из уравнения неразрывности потока

 

жидкости с учетом размерностей по формуле:

            d_р= ,      (6)

где d_р- расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; 

      Q_нд- действительный расход жидкости, дм³/с;

      - скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

 Скорости движения  жидкости выбираются из литературы [2,3].

_вс=1,2 м/с; _нап=  5,5 м/с; _сл=2 м/с.

              d_{р вс}= = 0,049 м;

              d_{р нап}= =0,023 м;

             d_{р сл}= =0,038 м.

По ГОСТу 8734-75 выбираются стандартные значения внутренних диаметров  гидролиний при толщине стенки 3мм: d_вс=50мм; d_нап=25мм; d_сл=40мм.

Действительные скорости движения жидкости во всасывающей, напорной и сливной гидролиниях определяются по формуле

 = ,                         (7)

где  - действительное значение скорости движения жидкости, м/с;

     d- действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м.

  _вс= =1,21м/с;

               _нап= =5,51 м/с;   

     _сл= =2,01м/с.

3.4 Выбор гидроаппаратуры и кондиционеров рабочей жидкости.

Гидроаппаратуру выбирают по условному проходу и номинальному давлению.

d_{у вс}=50 мм; d_{у нап}=25 мм; d_{у сл}=40 мм.

Гидроаппаратуру выбирают из литературы [5].

 

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя  РС25.20

Условный проход,мм        20

Давление, МПа:

  номинальный          25

  максимальный         32

Максимальное усилие для перемещения  золотника

из нейтральной позиции  в рабочие при номиналь-

ных давлении и расходе, Н             350

Давление в сливной гидролинии, МПа, не более                     0,8

 

Обратный клапан типа 61400

Условный проход, мм        20

Номинальный расход, дм³/мин               250

 

Масса, кг           2,31

Характеристика предохранительного клапана прямого действия типа К21602

Условный проход, мм        20

Максимальный расход, дм³/мин                  200

 

Техническая характеристика линейного  фильтра типа 1.2.32-25

Условный проход, мм                   32

Номинальная тонкость фильтрации, мкм                25

Номинальное давление, МПа                 0,63

Ресурс работы фильтро-элемента до замены или 

промывки, ч         200

Масса сухого фильтра, кг       8

 

Рабочая жидкость ВМГЗ

Плотность, кг/м³         865

Кинематический коэффициент  вязкости, мм²/с    10

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Потери давления определяются отдельно для каждой гидролинии при  определенной температуре рабочей жидкости по формуле

= + ,     (8)

где   - потери давления в гидролинии, МПа;

         - сумма путевых потерь, МПа;

         - сумма потерь в местных сопротивлениях, МПа;

Потери давления по длине гидролинии определяются по формуле

= ,     (9)

где  - потери давления по длине, МПа;

 – плотность рабочей жидкости, ;

        - коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

        - длина гидролинии, м;

        d - внутренний диаметр гидролинии, м;

        - скорость движения жидкости, кг/м³.

Коэффициент путевых потерь определяется по формуле

Для турбулентного режима:

= ;       (10)

Для ламинарного режима:

= .      (11)

Число Рейнольдса определяется по формуле

Re= ,      (12)

где   - скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d- внутренний диаметр гидролинии, м;

- кинематический коэффициент  вязкости рабочей жидкости, м²/с.

      

           Re_вс= ;               ;

 

Re_нап=

12673 ;             ;

Re_сл= 7638;              ;

 

МПа;

МПа;

МПа;

Потери давления в  местном сопротивлении определяются по формуле

,       (13)

где  - потери давления в местном сопротивлении, МПа;

        - коэффициент местного сопротивления;

        - скорость движения жидкости, м/с;

        - плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Местные сопротивления
Переходник Штуцер Разъемная муфта Плавное колено под углом 900 Дроссель	0,1…0,15 0,1…0,15 1…1,5 0,12…0,15 2…2,2

Распределение заданных видов местных сопротивлений  по гидролиниям (напорной,  сливной) производим произвольно.

Местные сопротивления сливной гидролинии: переходник – 4 шт., присоединительный штуцер – 3 шт., разъемная муфта – 2 шт., плавное колено под углом 90˚ – 2шт., дроссель – 4 шт.

     

Местные сопротивления всасывающей гидролинии: переходник – 4 шт., присоединительный штуцер – 3 шт., разъемная муфта – 2 шт., плавное колено под углом 90˚ – 2шт., дроссель – 4 шт.

     

                                 

МПа;

МПа.

Потери  давления в гидролиниях

0,00023+0,099+0,011 +0,00063+0,1181+0,0314=0,26026MПа

 МПа;

 МПа;

 

 

3.6 Расчет гидроцилиндров

Диаметр поршня гидроцилиндра  с штоковой рабочей полостью определяем из уравнения равновесия сил, действующих на шток:

,                (14)

где – усилие на штоке,F₁=80000 H;

 – давление в поршневой  полости,  Па,  , здесь – потери давления в сливной гидролинии;

 – диаметр поршня, м;

 – давление в штоковой  полости, Па, ,  здесь – потери давления в напорной гидролинии;

 – диаметр штока, м

Задавшись значением  коэффициента и решив уравнение (14) относительно диаметра поршня, получим следующее выражение:

D=D₁= ,                             (15)

 

            D=D₁= м. 
После нахождения диаметра поршня определяем диаметр штока

d= = 0,679м.

Из уравнения неразрывности  потока жидкости вторично определяют диаметр поршня

  D=D₂= ,                                                      (16)

где  D- диаметр поршня, м;

       Q_нд- расход жидкости, м³/с;

       - скорость движения штока, м/с.

D=D₂=

м; d=0,02373 м.

       По известным значениям диаметров поршня, находим его среднее значение

D_ср=(D₁+D₂)/2=( 0.098+0,0339)/2=0,065 м;

 

Основные параметры  гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и штока, регламентируются ГОСТом 6540-68 «Цилиндры гидравлические и пневматические. Основные параметры» и другими нормативно-техническими документами, по которым и выбираются ближайшие к средним расчетным значениям диаметры поршня и штока .

Принимаем диаметры поршняD = 63 мм, штока d = 34 мм.

По выбранным стандартным значениям  диаметров поршня и штока определим действительное усилие , развиваемое гидроцилиндром по формуле (14).