Курсовая работа

. Описание принятой гидросхемы и принципа работы гидропривода

Гидравлическая схема привода поворота стрелы челюстного погрузчика представлена на рис.1. Схема состоит из бака, нерегулируемого гидромотора, трехпозиционного гидрораспределителя, двух регулируемых дросселей с параллельно подключенными к ним обратными клапанами, двух гидроцилиндров, фильтра и предохранительного клапана.

Рис.1. Гидросхема привода поворота стрелы

Принцип работы гидропривода согласно указанной схеме заключается в следующем. Из бака рабочая жидкость (масло) забирается насосом и подается к гидрораспределителю. В нейтральном положении золотника гидрораспределителя при работающем насосе на участке трубопровода между насосом и распределителем начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан и жидкость сливается обратно в бак. При смене позиции золотника (нижняя позиция на схеме) открываются проходные сечения в гидрораспределителе, и жидкость начинает поступать в полости нагнетания гидродвигателей (поршневые полости гидроцилиндров). Из штоковой полости гидроцилиндров масло по гидролинии слива проходит через регулируемые дроссели, гидрораспределитель и, очищаясь фильтром, попадает на слив в бак. Скорость поступательного движения штоков гидроцилиндров регулируется дросселями. Реверсирование движения штоков осуществляется путем переключения позиций гидрораспределителя. При обратном движении штоков без нагрузки их скорость не регулируется и зависит от расхода рабочей жидкости в штоковые полости. При аварийной остановке штоков (например, непреодолимое усилие) давление в системе возрастает, вызывая тем самым открытие предохранительного клапана.

2. Расчет основных параметров гидропривода

2.1. Определение давлений в полостях нагнетания и слива и определение диаметра поршня силового гидроцилиндра

Согласно схеме гидропривода составим уравнения для давлений в полостях нагнетания гидроцилиндров P₁ и в полостях слива P₂. Для этого составим схему распределения давлений в гидросистеме.

Рис.2. Схема распределения давлений в гидросистеме

Уравнения давлений P₁ и P₂ запишем в виде:

P₁ = P_H - ΔP_{зол 1} - ΔP₂

P₂ = ΔP_ДР - ΔP_{зол 2} - ΔP_Ф - ΔP₂

где P₁ - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа; P₂ - давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа; P_Н - давление, развиваемое насосом, МПа; ΔP_{зол 1} и ΔP_{зол 2} - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа; ΔP₁ и ΔP₂ - перепады давлений в трубах l₁ и l₂, МПа; ΔP_ДР - перепад давления на дросселе, МПа; ΔP_Ф - перепад давления на фильтре, МПа.

Согласно [12, с.62] в зависимости от величины полезного усилии R примем рабочее давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом P_Н будет равно 6,3 МПа. Перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом:

ΔP_{зол 1} = ΔP_{зол 2} = 0,2 МПа;

ΔP_ДР = 0,3 МПа;

ΔP_Ф = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP_{зол 1} = ΔP_{зол 2} = 0,2 МПа. Тогда P₁ и P₂ будут равны:

ΔP₁ = 6,3 - 0,2 - 0,2 = 5,9 МПа;

ΔP₂ = 0,3 + 0,2 + 0,1 + 0,2 = 0,8 МПа;

2.2. Определение диаметра поршня силового цилиндра

Составим уравнение равновесия поршней силовых цилиндров, пренебрегая силами инерции:

P₁F₁ = P₂F₂ + R + T,

где F₁ - площадь поршня со стороны поршневой полости, м²; F₂ - площадь поршня со стороны штоковой полости, м²; R - усилие на штоках, кН; T - сила трения, приложенная к поршню.

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре. Ее можно определить по формуле

T = (0,02...0,1)R = 0,08 · 47 = 3,76 кН.

Определим площади гидроцилиндра F₁ и F₂, используя соотношения

где υ_ПР и υ_ПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем уравнение к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = υ_П · F

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = υ_П · F₁ и Q = υ_П · F₂

поэтому

Из этих выражений следует

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F₁ и F₂ в (2), сможем определить диаметр поршня

2.3. Выбор гидроцилиндра

Принимаем стандартный диаметр цилиндра D = 110 мм. По справочнику [6, с.90] выбираем гидроцилиндры общего назначения по ОСТ 22-1417-79 с номинальным давлением P* = 10 МПа (рис.3).

Рис.3. Поршневой гидроцилиндр двухстороннего действия по ОСТ 22-1417-79

Габаритные и присоединительные размеры выбранных гидроцилиндров, мм [6, с.96, табл.3.31]

Поскольку ход штока S = 10D, то его на продольный изгиб можно не проверять.

Посчитаем площадь поршня в поршневой и штоковой полости

2.4. Определение расхода рабочей жидкости и выбор насоса

Определяем расход жидкости, поступающий в поршневую полость каждого силового гидроцилиндра

где υ_ПР - скорость перемещения поршня, которая определяется отношением хода поршня к времени рабочего хода

тогда

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

Q_H = (Q_Ц1 + ΔQ_Ц)· z + ΔQ _зол + ΔQ_ПК,

где ΔQ_Ц - утечки жидкости в силовом цилиндре; ΔQ_зол - утечки в золотнике; ΔQ_ПК - утечки через предохранительный клапан; z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQ_Ц определим по формуле

Утечки в золотнике

Номинальные утечки находим в табл.2.2 и 2.3 [17].

Утечки через предохранительный клапан примем ΔQ_ПК = 0,1Q_Н. Подача насоса

Определим рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса; η₀ - объемный КПД насоса,

Выбираем по рассчитанным параметрам пластинчатый гидронасос Г12-24М с рабочим объемом 80 см³, номинальной подачей 70 л/мин, номинальным давлением 6,3 МПа и объемным КПД η₀* = 0,9 (рис.4).

Рис.4. Пластинчатый насос Г12-24М

Насос состоит из корпуса 2 с крышкой 9, между которыми размещаются статорное кольцо 11. На приводном валу 4 на шлицах установлен ротор 1, в пазах которого помещены пластины 12. Вал вращается в шариковых подшипниках 3. К торцам ротора прижаты торцевые распределительные диски 7 с четырьмя окнами для всасывания и нагнетания. Один из торцевых распределительных дисков плавающий: в начале работы насоса он поджимается к ротору пружинами 6, а во время работы - давлением жидкости, поступающей из напорной гидролинии. Герметизация насоса достигается установкой резинового или пробкового кольца 10 и манжет 5 из маслостойкой резины. Утечки повалу отводятся через дренажное отверстие 8.

Уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в бак

ΔQ_ПК = qnη₀ - 2(Q_Ц1 + ΔQ_Ц) - ΔQ _зол = = 80·10^-3·1000·0,9 - 2(28,5+0,044) - 0,063 = 14,85 л/мин.

2.5. Расчет диаметра трубопровода и скорости движения жидкости

Находим внутренний диаметр труб, с помощью которых соединяются гидроаппараты. Для этого зададимся скоростью движения жидкости согласно требованиям ГОСТ в зависимости от давления насоса P_Н . Принимаем υ_РЖ = 3,2 м/с.

Имея в виду, что

где d_Т - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра d_Т округляем до ближайшего стандартного в бoльшую строну согласно ГОСТ 16516-80 [14, с.7], т.е. d_Т = 16 мм.

Уточнив внутренний диаметр труб, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах

2.6. Подбор гидроаппаратуры

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, два дросселя, два обратных клапана и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу Q_Н (не ниже 70 л/мин) и давлению P (не ниже 6,3 МПа). Все данные по выбранной аппаратуре представлены в табл.1.

2.7. Описание выбранной гидроаппаратуры

Предохранительный клапан ПГ54-34М (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии P и A.

Рис.5. Конструкция гидроклапана давления ПГ54-34М

Гидрораспределитель типа ВММ10.44 по ГОСТ 24697-81 (рис.6) имеет чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

Рис.6. Распределитель ВММ 6.44 и пилот с управлением от рукоятки: а) внешний вид; б) конструкция; в) исполнение по 44-й гидросхеме

Дроссель типа ПГ77-14 (ТУ27-20-2205-78) состоит из следующих основных деталей (рис.7): корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, валика 6, лимба 8, контргайки 7, пробки 11, пружины 10, указателя оборотов 5 и штифта 9. Масло из гидросистемы подводится к отверстию "подвод" аппарата, проходит через дросселирующую щель, образованную фасонным отверстием во втулке 2 и торцом втулки-дросселя 3 (вид Б), и отводится через отверстие "отвод". Расход регулируется путем осевого перемещения втулки-дросселя 3 с помощью винта 4 в одну сторону и пружины 10 - в противоположную. Винт поворачивается от лимба 8 через валик 6. Между винтом и валиком установлена втулка с зубчатым зацеплением, позволяющим так устанавливать лимб относительно валика, что при полностью закрытом дросселе утечка него не превышает 0,06 л/мин. Полному осевому перемещению втулки-дросселя соответствует четыре оборота лимба, что позволяет плавно регулировать расход масла. После каждого полного оборота лимб с помощью штифта 9 поворачивает на ¼ оборота указатель 5, на торце которого имеются цифры "1"…"4"; самопроизвольный поворот указателя предотвращает шариковый пружинный фиксатор. Острые кромки по всему периметру дросселирующей щели практически исключает зависимость установленного расхода от температуры масла, а треугольная форма проходного сечения при малых открытиях уменьшает опасность засорении.

Фильтр щелевой 40-80-1 ГОСТ 21329-75 (рис.8) имеет фильтрующий пакет, состоящий из набора основных 8 и промежуточных 9 пластин. Фильтр по конструкции состоит из стакана 1, крышки 2, оси 3, стойки 10 с закрепленными на ней скребками 11, рукоятки 4, уплотнений 5, 6 и пробки 7, служащей для слива загрязнений. Из отверстия I крышки масло проходит через щели между платинами 8 и отводится в гидросистему через отверстие II. При повороте фильтрующего пакета рукояткой 4 скребки 11 прочищают щели между основными пластинами. Очистку фильтрующего пакета не рекомендуется выполнять во время работы гидропривода.

Рис.7. Конструкция дросселя ПГ77-14

Рис.8. Фильтр щелевой 40-80-1

Обратный клапан Г51-33 (ТУ2-053-1649-83Е) состоит из корпуса 1, к коническому седлу которого пробкой 5 через пружину 4 прижат плунжер 3. Масло, подводимое в отверстие 7, приподнимает плунжер и проходит в отводное отверстие 2. При изменении направления течения давление масла в отверстии 2 (и полости 6) вместе с пружиной 4 плотно прижимает плунжер к седлу, исключая возможность обратного потока.

Рис.9. Обратный клапан Г51-33

2.8. Определение действительных перепадов давлений

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений

где ΔP* _зол- перепад давлений на золотнике при расходе Q* _зол; Q_Ц1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра; Q_Ц2 - расход жидкости из полости слива.

Определим расход Q_Ц2 жидкости, вытекающей из штоковой полости

Определим перепады давлений

Аналогично могут быть уточнены значения ΔР и для другой гидроаппаратуры.

При подсчете перепада давления на фильтре отношение Q_Ц2 / Q*_Ф подставлять нужно в первой степени, т.к. режим движения жидкости в фильтре ламинарный:

Для определения действительных перепадов давления в трубах сначала определим среднюю скорость движения жидкости в сливной магистрали l₂

Далее определим числа Рейнольдса

где ν - кинематическая вязкость масла, которая определяется по формуле:

здесь ν_50º - кинематическая вязкость индустриального масла И-100, м²/с; T_М - температура масла, ºС; n - показатель степени, зависящий от ν50º.

Поскольку Re₁ и Re₂ меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

Определив коэффициенты гидравлического трения λ, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, для И-100 ρ = 920 кг/м³; λ₁ и λ₂ - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Поскольку перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия, то оставим их такими же, как и ранее ΔP_{ДР 1} = ΔP_{ДР 2} = 0,25 МПа.

По уточненным перепадам давлений находим перепад давлений в полостях силового гидроцилиндра

P₂ = ΔР_ДР + ΔР_{зол 2} + ΔР_Ф + ΔР₂ = 0,25 + 0,103 + 0,057 + 0,06 = 0,47 МПа

По формуле определим P₁

и уточним давление, развиваемое насосом

Р_Н = Р₁ + ΔР_{зол 1} + ΔР₁ = 5,7 + 0,164 + 0,17 = 6,034 МПа.

3. Определение КПД гидропривода

Определим КПД гидропривода, учитывая, что он работает при постоянной нагрузке.

Общий КПД проектируемого гидропривода, работающего при постоянной нагрузке определим по формуле

где N_пр - затрачиваемая мощность привода (насосной установки),

где η - общий КПД насоса при расчетных значениях давления, расхода, вязкости рабочей жидкости и частоты вращения приводного вала насоса;

N_пол - полезная мощность привода, которая определяется по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей: для привода с гидроцилиндром

N_пол = R υ_ПРz = 47·0,05·2 = 4,7 кВт,

где z - число силовых цилиндров, включенных в привод.

Общий КПД проектируемого гидропривода η_общ = 0,6. Причина такого низкого КПД заключается в том, что в схему включено два силовых гидроцилиндра с большой силой трения, приложенной к поршню.

4. Расчет объема гидробака

Определим потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло, найдя разницу между затрачиваемой мощностью и полезной

ΔN = N_пр - N_пол = 7,8 - 4,7 = 3,1 кВт.

Количество тепла E_пр, выделяемое в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности ΔN

E_пр ΔN, т.е. Е_пр = 3,1 кВт

Перепад температур между рабочей жидкостью и окружающим воздухом

ΔT = T_M - T_O = 60 - 14 = 46°C

Площадь поверхности теплообмена, необходимая для поддержания перепада ΔT_уст ΔT

где K_тр и K_б - коэффициенты теплопередачи труб и гидробака, Вт/(м²·ºС).

Примем K_тр = 12 Вт/(м²·ºС) и K_б = 8 Вт/(м²·ºС), тогда

Площадь поверхности теплообмена складывается из поверхности труб Sтр, через которые происходит теплообмен с окружающей средой, и поверхности теплоотдачи бака S_б

S_пов = S_тр + S_б

Определим площадь поверхности труб

Найдя площадь поверхности гидробака, определим его объем V_б и округлим до стандартного значения в большую сторону

Округлив до стандартного значения объем бака V_б, принимаем его равным 1 литр. Однако, согласно рекомендациям по проектированию гидропривода, объем гидробака должен быть в три раза больше объема масла, находящегося в трубопроводах и гидроаппаратах системы.

Определим объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме. Объем масла в трубах

Объем масла в двух гидроцилиндрах

V_ГЦ = 2 F₁ S = 2·9,5·10^-3·0,5 = 0.0095 м³

Объем масла в гидронасосе равен его рабочему объему

V_Н = q = 0,08 л.

Объем масла в фильтре можно приближенно посчитать исходя из геометрических размеров выбранного фильтра. Стакан фильтра имеет цилиндрическую форму диаметром 110 мм и высотой 205 мм. Пластины занимают приблизительно 60% внутреннего объема фильтра. Исходя из этих геометрических характеристик объем масла, заполняющего фильтр равно

Объемом масла, находящегося в гидрораспределителе, дросселях и обратных клапанах можно пренебречь.

Таким образом, объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме равен

V = V_труб + V_ГЦ + V_Н + V_Ф = 2,61 + 9,5 + 0,08 + 0,8 = 12,99 л.

Тогда объем бака равен

V_б = 3V = 3 12,99 = 38,97 л,

а округляя его до стандартного значения объема по ГОСТ 12448-80 примем объем бака V_б = 40 литров.

5. Построение нагрузочной характеристики гидропривода

Нагрузочная характеристика гидропривода выражает зависимость скорости движения выходного звена от нагрузки на нем.

Применительно к схеме проектируемого гидропривода найдем перепад давлений на дросселе. Используя выражения (1) и (2), составим систему уравнений

и, решая эти уравнения относительно ΔР_ДР, получим

Определим площадь проходного сечения в дросселе по формуле:

где μ - коэффициент расхода дросселя, для дросселей золотникового типа μ = 0,4 [10, с.50].

Далее для построения силовой характеристики привода зададимся рядом значений R и из выражения определим ΔР_ДР. Для этих значений ΔР_ДР, найдем скорости перемещения поршня

Величину R следует изменять от нуля до максимального значения R _max, при котором скорость перемещения поршня равна нулю. Все вычисления сведем в табл.2.

Таблица 2

По данным вычислений строится график υ_П = f(R) (рис.10).

Рис.10. Нагрузочная характеристика