Гидравлический привод строительных и дорожных машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Гидравлический привод строительных и дорожных машин

1. Расчет мощности и подачи насоса

Мощность привода насоса для работы гидроцилиндров определяется по формуле:

, Вт

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

v - скорость поршня, м/с;

з_{гм. н} - гидромеханический КПД насоса;

з_{гм. 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 моем случае з_гм.н = 0,9.

Таблица 1. Техническая характеристика шестеренных насосов

	НШ- 10	НШ- 32	НШ-46	НШ- 50	НШ- 71	НШ- 100	НШ- 140
Рабочий объем, см3	10	31,7	46,5	50	69,7	98	140
Давление на выходе, МПа	Максимальное	11	11	11	15	13,5	13,5	20
		11	11	11	15	13,5	13,5	20
КПД	Объемный	0,92	0,925	0,93	0,93	0,94	0,94	0,94
КПД	Механический	0,90	0,905	0,91	0,91	0,91	0,91	0,91
	Общий	0,82	0,83	0,84	0,84	0,85	0,85	0,85

Гидромеханический КПД гидроцилиндров рекомендуется выбирать в зависимости от номинального давления Р_ном в гидросистеме. Значения з_{гм. ц} приведены в таблице 2.

Таблица 2. Рекомендуемые значения з_гм.ц

Pном, МПа	10	14	16	20	25	32
згм.ц	0,93	0,94	0,95	0,96	0,97	0,98

Одновременно работают три гидроцилиндра, то формула для определений мощности насоса имеет вид:

=54945 Вт

Определим подачу насоса:

, м³/с

м³/с = 210 л/мин

1. Выбор насоса.

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

В задании известно Р_ном = 15,7 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 = 1,39.

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

Определим частоту вращения вала насоса з_н при номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя базовой машины з_дв= 2400 мин^-1.

з_н = з_дв /i = 2400/1,39 = 1726 мин

Q_н=V_H* з_н* з_об.н*10^-3=69,7*3336*0,94*10 ^3=218 л/мин

N н=15,7*10 ^6*3.63*10 ^-3=56991 Вт

При этом в зависимости от заданного технологического усилия рассчитывается коэффициент отбора мощности на привод насоса:

K_N = = 75%

Для расчета приводной мощности гидронасоса используем эмпирическую формулу С.Р. Лейдермана:

По справочным данным выбираем следующие коэффициенты: a = 0,7; b = 1,3; c = 1

Условно принимаем шаг изменения частоты вращения

2400*0,1 = 240 об/мин

Минимальные обороты холостого хода n_xx = 960 об/мин

Находим значение мощности двигателя с шагом 240 об/мин

= 29,4 кВт

=36,75 кВт

=44,1 кВт

=51,45 кВт

=58,8 кВт

=66,15 кВт

=73,5

Рассчитаем мощность привода насоса с учетом K_N при различных частотах вращения коленчатого вала

Полезная мощность насоса она отличается на величину потерь, для используемых шестеренчатых насосов кпд можно принять 0,73

Определим частоту вращения вала насоса n_н при известном передаточном числе привода.

об/мин

Результату расчета заносим в таблицу 3

Поз	об/мин	кВт	кВт	кВт	об/мин
1	960	29,4	21,4	19,68804	690,6
2	1200	36,75	26,8	24,05772	863,3
3	1440	44,1	32,19	28,06938	1036
4	1680	51,45	37,5	31,50576	1208,6
5	1920	58,8	42,9	34,15572	1381,3
6	2400	73,5	53,6	35,802	1726,6

Подача насоса Q_Н соответствующая номинальному давлению рабочей жидкости в гидросистем

Р_ном = 15,7 мПа

м³/с = 210 л/мин

V_н - рабочий объем насоса, см³;

- объемный КПД насоса (см. табл. 1.)

откуда:

, см³

Подставляя численные значения, имеем:

V н=см³

По, данным табл. 1 выбираем насос НШ-140 с рабочим объемом V_н =140 с/м³.

Действительная подача Q_н и мощность привода N_н будут равны следующим значениям:

Qн=VH* зн* зоб.н*10^-3, л/мин

Q_н1 = 140Ч690Ч0,94Ч10³ = 90 л/мин

Q_н2 = 140Ч863,3Ч0,94Ч10³ = 113 л/мин

Q_н3 = 140Ч1036Ч0,94Ч10³ = 136 л/мин

Q_н4 = 140Ч1208,6Ч0,94Ч10³ = 159 л/мин

Q_н5 = 140Ч1381,3Ч0,94Ч10³ = 181 л/мин

Q_н7 = 140Ч1726Ч0,94Ч10³ =227 л/мин

или Q_н = 227 л/мин или 0,00378 м³/с

Давление развиваемое выбранным насосом

P_ном1=13,009 мПа

P_ном2=12,705 мПа

P_ном3=12,352 м Па

P_ном4=11,885 мПа

P_ном5=11,273 мПа

P_ном6=9,453 мПа

Дальнейший расчет гидросистемы будем проводить по номинальному давлению которое соответствует P_ном6

N = P_номЧQ_н = 15,7Ч10⁶Ч3,78Ч10^-3 = 59346 Вт

2. Характеристика гидролинии

Принимаем скорость потока для всасывающих трубопроводов v_в = 1 м/с, сливных - v_с = 2 м/с и для напорных - v_н = 5 м/с.

Диаметр условных проходов трубопроводов определяем по формуле:

, м

где Q_н - подача насоса, м³/с;

v - скорость потока рабочей жидкости, м/с.

Диаметр условного прохода всасывающего трубопровода:

=0,069 м

Напорного трубопровода:

=0,031 м

Сливного трубопровода:

=0,049 м

Принимаем стандартные диаметры условных проходов:

d_в = 80 мм, d_н = 32 мм, d_с = 50 мм.

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

или , м/с

=0,75 м/с

=4,68 м/с

=1,92 м/с

3. Пусковые параметры схемы гидропривода машины

Расчет потерь давления во всасывающем трубопроводе.

Плотность рабочей жидкости при температуре 20 С

Давление во всасывающем трубопроводе определяется по уравнению Бернулли:

, Па

где Р₀ - атмосферное давление, Р₀ = 760 мм. рт. ст. = 101325 Па;

с - плотность рабочей жидкости, кг/м³;

g - ускорение свободного падения, м/с²;

h - высота всасывания, м;

v - скорость потока жидкости, м/с;

о - суммарный коэффициент местных сопротивлений;

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

л - 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 или по формуле:

=835.4, кг/м³

где с - плотность жидкости при t = 20°С, кг/м³;

в - температурный коэффициент расширения, °С^-1;

в_t = 8,75Ч10^-4 єС^-1

Коэффициент трения жидкости в стенки трубопровода л при ламинарном течении определяется по формуле:

,

при турбулентном течении:

,

где Re - число Рейнольдса.

Ламинарный режим течения имеем при Re < 2300, а турбулентный - 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.

Давление во всасывающей гидролинии в зависимости от температуры, для масла ВМГ3

Параметры	Температура рабочей жидкости, °С
	-30	-20	0	20	30	60
vЧ10-6, м2/с	55000	18500	2300	950	140	30
с, кг/м3	930,4	905,07	889	873,4	865,8	843,8
Re	1,090909	3,243243	26,08696	63,15789	428,5714	2000
лв	68,75	23,125	2,85	1,187	0,175	0,0375
b	250	170	30	10	2	1,5
Pв, МПа	h = -0,9 м	-	0,09	0,093	0,094	0,094	0,106

Определим число Рейнольдса при различных температурах жидкости:

Коэффициент трения для выбранных температур будет равен следующим велечинам:

68,75 23,1250 2,85 1,18

0,175 0,04

4. Расчет потерь давления в напорной и сливной гидролиниях

Путевые потери находим по формулам:

,

где _ДP_пн - потери давления в напорной гидролинии, Па;

_ДP_пс - потери давления в сливной гидролинии, Па;

Или можно написать сумму потерь в развернутом виде:

, Па

где л_н, л_с - коэффициенты трения в напорной и сливной гидролиниях;

с - плотность рабочей жидкости, кг/м³;

L_н, L_с - длины напорной и сливной гидролиний, м;

d_н, d_c - диаметры условных проходов напорных и сливных трубопроводов, м;

v_н, v_c - скорости потока жидкости в напорной и сливной гидролиниях, м/с;

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

1,043

Зависимость потерь давления в напорной и сливной гидролиниях от температуры для масла ВМГЗ

Параметры	Температура рабочей жидкости, єC
	-30	-20	0	20	30	60
v10-6, м2/с	55000	18500	2300	950	140	30
с, кг/м3	930,4	905,07	889	873,4	865,8	843,8
Reн	0,4	1,29	10,43	25,26	171,42	800
Reс	0,68	2,02	16,3	39,5	267	1250
bн	450	300	60	30	4	1
bс	400	250	65	20	6	1
лн	171,8	57,8	7,18	2,97	0,43	0,093
лс	110	37	4,6	1,9	0,28	0,06
УДPп, Мпа	56,4	2,08	0,004	0,0002	0	0
УДPм, па	71,76	7,8	0,11	0,02	0,0004	0
УДP, Мпа	56,4	2,08	0,0039	0,00027	0	0

Местные потери давления для напорной и силовой гидромагистралей:

где _ДP_мн и _ДP_мс - местные потери давления в напорной и сливной линиях, Па.

, Па

где о_н, о_с - коэффициенты местных сопротивлений в напорной и сливной гидролиниях;

b_н, b_с - поправочный коэффициент, учитывающий влияние вязкости жидкости на местные сопротивления;

v_н, v_с - скорости жидкости в напорной и сливной линиях, м/с.

=71,76 Па

Рисунок 1. 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% Р_ном, что составляет 3,14 МПа. Пересечение линии с графиками показывает, что гидропривод погрузчика можно эксплуатировать только до -25°С. При более низких температурах потребуется разогрев рабочей жидкости перед пуском машины.

5. Расчет КПД гидропривода бульдозера

Общий КПД определяется по формуле:

где з_общ, з_г, з_мех, з_об - КПД гидравлический, механический, объемный.

Гидравлический коэффициент полезного действия определяется суммарным потерям давления:

Расчет произведем только для зимнего масла:

=0,86 =0,971

=0,99 =0,99

Зависимость КПД гидропривода от температуры

	Температура рабочей жидкости,°С
	-20	0	20	30	60
Гидравлический		0,86	O, 971	0,99	0,99
Механический	0,8736	0,8736	0,8736	0,8736	0,8736
Объемный	0,72	0,84	0,85	0,73	0,55
Общий	0	0,63	0,72	0,63	0,47

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



6. Тепловой расчет гидропривода

На основании рекомендаций, вместимость гидробака V_б мобильных машин определяют по величине подачи насоса Q_н.

V_б = (0,8-1,0) Q_н, л

V_б = 1Ч210 = 210 л

Принимаем V_б = 250 л.

Площадь теплоотдачи бака F_б равна:

, м²

где V_б - объём гидробака, м³;

м²

Определим площадь теплоизлучающей поверхности F_тп, гидропривода:

где б_б - коэффициент поправочный, для бульдозеров б_б = 2.

м²

Расчет выполняем при максимальной температуре окружающего воздуха t = 35°С (см: исходные данные).

Количество тепла, выделяемого гидроприводом в окружающую среду:

насос гидропривод давление машина

, Вт

где k_п - коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, для тяжелого режима k_п = 0,7;

k_д - коэффициент использования номинального давления, k_д = 0,6.

=6230 Вт

Установившаяся температура гидропривода:

=155, єC

где k_тп - коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду,

Установившуюся температуру рекомендуется принимать не более 70°С, а получили на 85°С большую. Значит нужно увеличить поверхность теплоотдачи или предусмотреть теплообменный аппарат (радиатор), площадь которого определяется по формуле:

=5.07 м²

где k_т - коэффициент теплоотдачи теплообменника, Вт/м²?єC, для самоходных машин k_т = 23

t_уст - максимальная принимаемая температура, t_уст = 70°С.

Выбираем теплообменный аппарат КМ6-СК - 2,01

Размещено на Allbest.ru

...