124211 (Расчет объемного гидропривода бульдозера), страница 2

Для сливной гидролинии:

Для напорной гидролинии:

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя Р-40.160-20-02-30.1, /6/:

Таблица 2

Основные параметры обратного клапана типа 61500, /6/:

Таблица 3

Основные параметры предохранительного клапана прямого действия типа К31602, /6/:

Таблица 4

Основные параметры дросселей с обратными клапанами типа 63100, /6/:

Таблица 5

Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64-25, /6/:

Таблица 6

В качестве рабочей жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), /5/:

Таблица 7

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

(8)

где V_жд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Так как полученное число Рейнольдса Re = 9360>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь λ (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:

, (10)

Потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) определяются по формуле:

(11)

где l – длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс , для напорной l=l_нап+l_исп , для сливной l=l_сл+l_исп );

ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, определяются по формуле:

(12)

где ξ – коэффициент местного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1).

Потери давления в гидролинии ∆p, МПа, определяются по формуле:

∆p=∆p_l + ∆p_м , (13)

∆p_вс =0,000023+0,0012=0,001223 МПа

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 18720>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, по формуле (12), для угольника сверленного коэффициент местного сопротивления ξ=2:

Определяем потери давления в напорной гидролинии ∆p , МПа, по формуле (13):

∆p_нап=0,15+0,037=0,187 МПа

Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 11712>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь для турбулентного режима по формуле (10):

Определяем потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (11):

Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, по формуле (12), для штуцера присоединительного коэффициент местного сопротивления ξ=0,1:

Определяем потери давления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (13):

∆p_сл=0,0034+0,00057=0,00397 МПа

3.6 Расчет гидроцилиндров

Для расчета гидроцилиндра воспользуемся расчетной схемой

Примем коэффициент

Определяем диаметр поршня D₁, м, из условия обеспечения заданного усилия F по формуле:

(14)

где F – усилие на штоке, Н.

Определяем диаметр штока d₁, м, по формуле:

(15)

Определяем диаметр поршня D₂, м, из условия обеспечения заданной скорости движения штока V по формуле:

(16)

где V – скорость движения штока, м/с.

Определяем диаметр штока d₂, м, по формуле:

(17)

Находим среднее значение диаметра поршня D, м, по формуле:

(18)

Находим среднее значение диаметра штока d, м, по формуле:

(19)

Примем гидроцилиндр 1.10.0.У1-160×70×400 со следующими характеристиками:

Таблица 8

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие F_д , Н, развиваемое гидроцилиндром, по формуле:

(20)

где р₂ – давление в штоковой полости, Па (р₂ = ∆ р_сл );

р₁ – давление в поршневой полости, Па, определяется по формуле:

р₁= р_ном - ∆р_нап, (21)

р₁= 6,3·10⁶ – 0,187·10⁶ = 6,113·10⁶ Па,

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительную скорость V_д , м/с, по формуле:

(22)

где S_эф – эффективная площадь поршня, м², определяется по формуле:

(23)

Сравниваем действительные и заданные параметры по относительным величинам:

(24)

где V – заданная скорость штока, м/с.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10%.

(25)

Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10%.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Определяем гидравлический КПД η_г гидропривода по формуле:

(26)

Определяем гидромеханический КПД η_гмн насоса по формуле:

(27)

где ŋ_н – полный КПД насоса;

ŋ_обн – объемный КПД насоса.

Определяем гидромеханический КПД η_гм привода по формуле:

ŋ_гм = ŋ_гмн· ŋ_гмгц· ŋ_г, (28)

где ŋ_гмгц – гидромеханический КПД гидроцилиндра.

ŋ_гм = 0,9·0,95·0,97 = 0,83

Определяем количество выделяемого тепла Q_выд , Вт, по формуле:

(29)

где ŋ_гм – гидромеханический КПД гидропривода;

k_в – коэффициент продолжительности работы гидропривода (k_в = 0,5);

k_д – коэффициент использования номинального давления (k_д = 0,7).

Определяем количество тепла Q_отв, Вт, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре жидкости, по формуле:

(30)

где k_тп – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м²град (k_тп = 12 Вт/м²град);

t_ж – установившаяся температура рабочей жидкости, °С;

t₀ – температура окружающего воздуха, °С;

S_б – площадь поверхности гидробака, м²;

–суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м², которая определяется по формуле:

(31)

где S_нап , S_вс , S_сл – площади наружной поверхности трубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м², которые находятся по формуле:

(32)

где d_i – внутренний диаметр i-го трубопровода, м;

δ_i – толщина стенки i-го трубопровода, м;

l_i – длина i-го трубопровода, м.

Согласно уравнению теплового баланса Q_выд= Q_отв, тогда:

Объем гидробака V, дм³ , определяется по формуле:

(33)

Минутная подача насоса Q_нд = 352,8 дм³/мин.

Так как объем гидробака V<3Q_нд (368<1058,4), то установки теплообменника не требуется.

Заключение

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы подъема (опускания) отвала бульдозера. Была выбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

Отклонение действительного значения скорости от заданного превышает ±10% (20%). Отклонение действительного значения усилия от заданного превышает ±10% (-22,8%).

Список литературы

1. Расчет объемного гидропривода мобильных машин. Методические указания. /Сост. Н.С.Галдин.-Омск СибАДИ, 2003.-28с.

2. Задания на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева. Н.С.Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

3. Приложения к заданиям на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных машин. /Сост. Т.В.Алексеева. Н.С.Галдин.- Омск СибАДИ, 1984.-36с.

4. Основы машиностроительной гидравлики. /Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин, В.С.Щербаков.- Омск: ОмПИ, 1986.-87с.

5. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.1. Насосы и гидродвигатели: Методические указания /Сост.: Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983. -30с.

6. Элементы объемных гидроприводов строительных и дорожных машин и их выбор при курсовом и дипломном проектировании. Ч.2. Гидроаппаратура: Методические указания /Сост.: Т.В.Алексеева, В.С.Башкиров, Н.С.Галдин; СибАДИ.- Омск, 1983.-26с.