3.6. Расчет привода рабочего органа дорожной фрезы

3.6.1. Расчет гидропривода фрезы

Из мощностного расчета было определено, что мощность затрачиваемая на привод рабочего органа составляет 12,85 кВт, окружная скорость фрезы равна 8 м/с или 382 об/мин. Зная данные величины, необходимо подобрать передаточное число редуктора для нормальной работы фрезерного рабочего оборудования. Это необходимо для выбора гидромотора.

Передаточное отношение редуктора

i_р=_г/, (3.26)

где _г – частота вращения вала гидромотора, с^-1.

 - частота вращения фрезы, с^-1.

В качестве предварительного гидромотора осуществляющего привод фрезы выберем аксиально-поршневой гидромотор 210.16. Для него характерны номинальная частота вращения _г=40с^-1 [14], тогда

i_р=32/8=4

В связи с тем, что мощность на приводном валу фрезы составляет N_щ=12,85 кВт а номинальная мощность выдаваемая гидромотором рана 13,0 кВт, то с учетом передаточного отношения редуктора данный гидромотор нас вполне устраивает.

Далее произведем расчет основных параметров гидроситемы привода фрезы.

Рабочий крутящий момент на входном валу гидромотора:

, (3.27)

где N_ГМ = – мощность, развиваемая гидромотором 210.16,

N_ГМ = = 13,0 кВт;

n_ГМ – частота вращения вала гидромотора, n_ГМ = 1920 об/мин.

Нм

Крутящий момент на валу фрезы:

, (3.28)

где – мощность, потребляемая щеточным рабочим органом;

n_З – частота вращения вала фрезы;

n_З = n_ГМ / i_р = 1920/4=480 об/мин.

Нм

Крутящий момент, передаваемый шестерней Z₃₃ (на привод фрезерного рабочего органа)

Т₃₃ = Т_ГМ – Т_З (3.29)

Т₃₃ = 260,7-65,9 = 194,8 Нм.

Коэффициент возможной перегрузки:

, (3.30)

где р_П – давление в гидросистеме по предохранительному клапану, р_П = 32 МПа;

р_РАБ – рабочее давление в гидросистеме, р_РАБ = 16 МПа.

Для обеспечения беспрерывной подачи рабочей жидкости необходимо произвести расчет подачи насоса и гидродвигателя. Расчет проведем согласно предложенной методике [14, 15].

При объемном способе регулирования стараются максимально использовать приводную мощность двигателя N, которая подбирается с учетом максимальной мощности, развиваемой насосом, и общего к, п. д. гидропривода.

Мощность, развиваемая насосом без учета его к. п. д. вычисляется по формуле

N₁=p₁Q₁=p₁n₁q₁=N (3.31)

Соответственно мощность, потребляемая гидромотором, без учета его к. п. д. равна:

N₂=p₂Q₂=p₂n₂q₂=N (3.32)

где N—мощность приводного двигателя;

р— давление в системе;

Здесь и в дальнейшем индексом 1 обозначаются параметры насоса, a индексом 2 — гидромотора.

Q₁ и Q₂ — соответственно подача и расход жидкости;

n₁ и п₂—скорости вращения соответственно вала насоса и гидромотора;

q₁ и q₂ — рабочие объемы соответственно насоса и гидромотора.

В системах с регулируемым насосом изменение расхода достигается изменением рабочего объема насоса.

Из технической характеристики трактора известно, что частота вращения вала отбора мощности _в=32 с^-1, именно данный вал вращает шестеренный насос НШ-32-3, который был предварительно выбран в качестве предварительного расчета в связи с тем, что его номинальное давление также равно 16 МПа, а в конструкции еще предусмотрено установка одного гидромотора.

N₁=163231,5=16128 Вт

N₂=163228,1=14387 Вт

Для использования максимальной мощности приводного двигателя N необходимо при изменении Q₁ стремиться к пропорциональному изменению p₁ с таким расчетом, чтобы произведение р₁ Q₁ сохранялось постоянным.

При изменении рабочего объема q₂ и неизменном рабочем объеме q₁ скорость вращения вала гидромотора определяется из формулы

(3.33)

Момент на валу гидромотора может быть подсчитан из выражения

(3.34)

Подставляя значение p₂q₂ из формулы (3.31) в выражение (3.34), получаем:

(3.35)

Нм

При назначении максимального момента исходят из максимального давления, на которое рассчитана передача по прочности. Для самоходных колесных машин максимальный момент не должен превышать величины, при которой буксуют колеса, а минимальный момент должен соответствовать минимальному сопротивлению, как, например, три движении по горизонтальному участку пути с твердым покрытием. При этом значения М_макс и М_мин должны обеспечиваться параметрами насоса и гидромотора.

В реальных машинах наблюдаются потери энергии из-за утечек жидкости и трения. Утечки жидкости через неплотности сопряженных элементов насоса и гидромотора снижают объемный к. п. д. η₀, а трение взаимно перемещающихся относительно друг друга деталей снижает механический к. п. д. гидропривода η_м.

С учетом влияния этих факторов можно написать:

(3.36)

(3.37)

Нм

Нм

Откуда коэффициент трансформации будет равен

(3.38)

Соответственно этому передаточное отношение между насосом и гидромотором будет зависеть от их объемных к.п.д. т.е.

(3.39)

А полный к.п.д. η будет равен:

(3.40)

Расчленим потери давления при течении жидкости в напорной и сливной гидролиниях и обозначим их соответственно через р_1n и р_2n Тогда суммарные потери в системе составят:

р_n + р_1n + р_2n , (3.17)

а величина гидравлического к. п. д. гидролиний будет равна:

(3.41)

так как p₂=p₁—р_п.

При ламинарном течении жидкости потери давления в гидролиниях пропорциональны расходу, а при турбулентном — квадрату расхода, Таким образом, гидравлический к. о. д. в одном и другом случаях может быть записан следующим образом:

(3.42)

(3.43)

где g и g' — коэффициенты пропорциональности.

Перепад давления в насосе можно определить из выражения

Подставляя значение р₁ в формулы (3.42) и (3.43), соответственно получим:

(3.44)

(3.45)

где A = 1/Ng, A'=1/Ng'.

Из выражений (3.44) и (3.45) видно, что увеличение расхода для расширения диапазона изменении скорости вращения гидромотора в закрытых системах с регулируемым насосом невыгодно из-за значительного возрастании потерь (особенно при турбулентном режиме). При уменьшении расхода и связанного с ним увеличения давления будут расти объемные потери в насосе и гидромоторе.

Течение жидкости через зазоры насосов и гидромоторов носит ламинарный характер, и утечки в этом случае пропорциональны давлению Q_y p. Но в зоне регулирования при постоянной мощности давление обратно пропорционально расходу р N/Q. Подставляя в формулу η₀ 1—B/Q² значение Q_y p N/Q, получим η₀ 1—B/Q², где В — коэффициент пропорциональности.

Полный к. п. д. закрытой системы гидропривода с регулируемым насосом и нерегулируемым гидродвигателем при ламинарном течении потока будет иметь следующий вид:

(3.46)

А при турбулентном

(3.47)

Далее проведем тепловой расчет гидросистемы.

Рабочая жидкость в гидросистеме нагревается вследствие дросселирования ее в различных элементах гидросистемы, включая и насос.

Особенно значительный нагрев жидкости происходит при отсутствии разгрузки насоса, значительных сопротивлениях на сливной гидролинии, низком к. п. д. насоса или гидродвигателя, а также при дроссельном регулировании скорости движения рабочих органов.

При отсутствии разгрузки насоса слива всей жидкости через предохранительный гидроклапан количество выделяемого тепла в кДж определяется по формул

(3.48)

Дж или 370 кДж

Емкость гидробака, необходимая для поддержания в нем заданной температуры рабочей жидкости, определяется из уравнения теплового баланса

(3.49)

где Q — количество тепла, выделяемого в гидроприводе в единицу времени;

dT — приращение температуры за время dt в °С;

T₁ —температура рабочей жидкосеи вначале рассматриваемого промежутка времени в ⁰С;

Т_о — температура окружающего воздуха в ⁰С;

с — теплоемкость рабочей жидкости;

m — масса рабочей жидкост-и;

с₁ — теплоемкость металла;

m₁ — расчетная масса гидробака;

F — расчетная площадь поверхности гидробака;

k —коэффициент теплопередачи от гидробака к воздуху.

Расчетная площадь поверхноости гидробака определяется следующим образом: вся смачиваемая поверхность гидробака принимается в расчет с коэффициентом, равным 1, остальная поверхность, не соприкасающаяся с рабочей жидкостью, — с коэффициентом, равным 0,3. Расчетная площадь поверхности гидробака в м² связана с объемом V масла в гидробаке следующей зависимостью:

(3.50)

Коэффициент теплопередачи от гидробака к воздуху определяется по формуле

(3.51)

где а₁ — коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости к стенке гидробака;

δ —толщина стенки гидробака в м;

λ — коэффициент теплопроводности стенки гидробака;

а₂ — коэффициент теплопередачи от стенки гидробака к воздуху.

Значения коэффициентов а₁ и а₂ изменяются б широком диапазоне в зависимости от вида рабочей жидкости, характера и скорости движения ее в гидробаке, а также от температуры рабочей жидкости, стенок гидробака и окружающего его воздуха. Коэффициент X также изменяется в зависимости от температуры стенок гидробака.

Установившаяся температура рабочей жидкости определяется из формулы (3.51) при t

(3.52)

Из формулы (3.52) можно определить требуемый объем рабочей жидкости в гидробаке в л:

(3.53)

л

м²

При охлаждении рабочей жидкости в гидробаках теплообменниками уравнение теплопередачи при установившейся температуре запишется в виде:

Q – kF∆Т_доп = k₁F₁∆T (3.54)

где ∆Т_доп — допустимая температура нагревания рабочей жидкости в гидробаке;

F₁ — расчетная площадь поверхности теплообменника в м²;

k₁ — коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости к воде в теплообменнике.

Точный подсчет коэффициента k₁ затруднителен, так как величины, -входящие в формулу для его определения, зависят от ряда причин и изменяются в широких пределах.

Средний температурный напор (средняя разность температур масла и воды) ∆Т в °С определяется по формуле

(3.55)

где Т_м - установившаяся температура рабочей жидкости;

То.в — начальная температура охлаждающей воды;

Т_1в — конечная температура охлаждающей воды.

Уравнение теплового баланса для гидробаков с теплообменниками при установившейся температура рабочей жидкости имеет вид:

Q – kF∆Т_доп = с_вρ_вV_в(Т_1в–Т_о.в) (3.56)

где с_в — теплоемкость воды;

р_в — плотность воды;

V_B — часовой расход воды в теплообменнике.

Из уравнения (3.56) находится часовой расход воды в теплообменнике

(3.57)

Температура, нагревания рабочей жидкости в зависимости от количества выделяемого в гидросистеме тепла и часового расхода воды в теплообменнике определяется по формуле

(3.58)

где ∆Т₁ = (Т₀–Т_о.в)

Необходимая площадь поверхности теплообменника находится по формуле

(3.59)

м²

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода

, (3.60)

где q – расход жидкости, л/мин;

 - скорость движения жидкости, м/с.

мм

Толщина стенок трубопровода определится по формуле

, (3.61)

где Р_н – давление в системе при испытании, МПа;

 - допустимое напряжение растяжения для стальных труб, МПа;

d – внутренний диаметр трубы, см;

К – коэффициент безопасности.

мм

Принимаем для нагнетательной линии (ГОСТ 8734-88) стальные толстостенные трубы с внутренним диаметром 20 мм, наружным 25 мм, =2,5 мм.

Аналогичный расчет ведем для всасывающей линии: испытательное давление Р_н=25 МПа; d=30 мм; =800 кН/см²; К=4; диаметр трубопровода

мм

см

Принимаем по ГОСТ 8732-89 стальные тонкостенные трубы с внутренним диаметром 20 мм и наружным 25 мм, т. е. =2,5 мм.

Гибкие шланги принимаем согласно ГОСТ 8318-87 для низкого давления типа Б с внутренним диаметром 20 ±1,5 мм и для высокого давления «РВД» с внутренним диаметром d = 20 + 0,8 мм. Распределители золотниковые, секционные с предохранительным клапаном.