ПЗ (1222644), страница 7

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 7)

Поэтому сначала определим Rе , то есть режим течения приразличных температурах. Можно начинать определение с температурыt  20C , так как при более низких температурах заданная в примережидкость теряет текучесть.Целесообразно все результаты расчетов представить в форме таблицыдля различных температур жидкости. Число значений температур выбираетсяпроизвольно, ноне менее пяти значений. По результатам, полученныхданных таблицы определяется давление в трубопроводе для двух предельныхзначений высоты всасывания +h и –h насоса.Таблица 3.6 - Давление во всасывающей гидролинии в зависимости оттемпературы, для зимнего масла М-8В2Температура рабочей жидкости, СПараметры-2003060801600024001302814 , кг м3930917892876859Rе3,4322,842219603920В21,83,280,1780,03830,04bВ20030181,71h  0, 7 м-0,0160,08120,10420,105h  0, 7 м-0,00340,06890,09220,0932 106 , м2 сPВ , МПаОпределим число Рейнольдса при различных температурах жидкостиvВ  d Вдлявыбранных0,98  0, 056 3, 43;16000 106v d0,98  0, 056Rе0  В В  22,8;2400 106v d0,98  0, 056Rе30  В В  422;130 106v d0,98  0, 056Rе60  В В  1960;28 106v d0,98  0, 056Rе80  В В  3920.14 106Rе20 Коэффициенттренияследующим величинамтемпературбудетравен75 21,8;3, 03750  3, 28;23,37530  0,178;4227560  0, 0383;196020 80  0,3164  39200,25  0, 04(турбулентный поток течения жидкости)По результатам расчета строим графики PВ  f (t ) =f(t) для h  0, 7 м иh  0, 7 мПоправочный коэффициент b при ламинарном режиме определяем пографику, рисунку 3.6.3, при турбулентном режиме принимается b=1.PВ, МПа0.120.10.08h = 0,7 м0.06h = -0,7 м0.040.020-20020406080t, CРисунок 3.6.3 - Зависимость давления во всасывающемпатрубке шестеренного насосаДля нахождения температуры, до которой шестеренный насос работаетв бескавитационном режиме, проведем линию на высоте до 0,06 МПа.Пересечение линии с графиками покажет температуру, до которойможно эксплуатировать насос.

При более низкой температурепоявляется кавитация.В нашем примере зона кавитационной работы насоса находится левееt  18C для масла М-8В2 при h  0, 7 м , а при h  0, 7 м – левее t  24C .При температуре t  52C и h  0, 7 м давление во всасывающемпатрубке насоса выше атмосферного. Размещение гидробака выше линиивсасывания насоса позволяет сдвинуть начало кавитации в сторону низкихтемператур.3.7 Расчет потерь давления в напорной и сливной гидролинияхПутевые потери находим по формулам: PПPПН  PПС , Па(3.7)где PПН – потери давления в напорной гидролинии, Па; PПС – потеридавления в сливной гидролинии, Па.Или можно написать сумму потерь в развернутом виде PПН  l vl Н  vН C  C C , Па2d Н2d C(3.7.1)где Н , C - коэффициенты трения жидкости о стенки трубопровода внапорной и сливной гидролиниях; lН , lС – длины напорной и сливнойгидролинии, м;  – плотность рабочей жидкости, кг/м3; vН , vС – скоростипотока жидкости в напорной и сливной гидролиниях, м/с; d Н , dС – диаметрынапорной и сливной гидролинии, м.Аналогично с предыдущим разделом готовим и заполняем расчетнымданными таблицуvВ  d Вдлявыбранных4,92  0, 025 7, 69;16000 106v d1,92  0, 040Rе20С  В В  4,8;16000 106v d4,92  0, 025Rе0 Н  В В  51,3;2400 106v d1,92  0, 040Rе0С  В В  32;2400 106v d4,92  0, 025Rе30 Н  В В  946;130 106v d1,92  0, 040Rе30С  В В  590;130 106v d4,92  0, 025Rе60 Н  В В  4393;28 106v d1,92  0, 0405Rе60С  В В  2742;28 106v d4,92  0, 056Rе80 Н  В В  8786;14 106v d1,92  0, 040Rе80С  В В  5485.14 106Rе20 Н Коэффициенттрениятемпературбудетравенследующим величинам75 9, 75;7, 6975 15, 6;4,820 Н 20СТаблица 3.7 - Зависимость потерь давления в напорной и сливнойгидролиниях от температуры для масла М-8В2Параметры 10 , м с , кг м3RеВ62bВbcвсPп, МПа-20160009307,694,80901509,7515,615,0Температура рабочей жидкости, °С0306024001302891789287651,39464393325912743151,51201,711,460,07930,03892,340,1270,04372,210,1170,0460801485987865486110,03270,03680,0379Продолжение таблицы 3.78,891,400,1330,08550,0839Pм, МПа23,93,610,2500,1320,122P, МПаАналогично определяем коэффициент, трения жидкости для остальныхтемператур и рассчитаем суммарные путевые потери для указанныхтемператур: PП9, 75  9308  4,9210 1,92 15, 6  930 15, 0 Па2  0, 0252  0, 04Местные потери давления для напорной и сливной гидромагистралейопределяются по формулам: PМPМН  PМС , Па(3.7)где PМН и PМС – местные потери давления в напорной и сливной линиях,Па.Или в развернутом виде: PМ  Н bН v2vН2 С bС  С , Па22(3.7.1)где  Н , С – коэффициенты местных сопротивлений в напорной и сливнойгидролиниях; bН , bС – поправочный коэффициент, учитывающий влияниевязкости жидкости на местные сопротивления; vН , vС – скорости жидкости внапорной и сливной линиях, м/с. PМ 7  90  9304,9222,922 6 150  930 8,89 МПа22Определяем местные потери для остальных температур и заносимрезультаты в таблицу и строим график.PВ, МПа109876напорная5сливная43210-20-10020406080t, CРисунок 3.7 - Зависимость суммарных потерь от температурырабочей жидкости нагнетательной и сливной магистралях.Для анализа полученных зависимостей проводим параллельную осиабсцисс линию, отстоящую от начала координат на 20% РНОМ., что составляетМПа.2,8Пересечение линии с графиками показывает, что гидроприводбульдозера можно эксплуатировать только до –6°С.

При более низкихтемпературах потребуется разогрев рабочей жидкости перед пуском машины.Потеря работоспособности гидропривода наступает при температуре –6°С налетнем и +2°С на зимнем масле в гидросистеме.3.8 Расчет КПД гидропривода бульдозера-рыхлителяОбщий КПД определяется по формуле:ОБЩ   Г  М ОБ(3.8)где  Г , М , ОБ – КПД гидравлический, механический, объемный.Гидравлический коэффициент полезного действия определяется посуммарным потерям давления:Г PНОМ   P(3.8.1)PНОМРасчет произведем только для зимнего масла М-8В214  3, 6114  0, 250 0, 74 Г (30)  0,98141414  0, 085514  0, 0839 Г (60)  0,99  Г (80)  0,991414 Г (0) МеханическийКПДопределяемдлянаиболееудаленныхгидроцилиндров, в нашем случае гидроцилиндров отвала: М   МЕХ .Н  МЕХ .Р  МЕХ .Ц(3.8.2)где МЕХ .Н МЕХ .Р МЕХ .Ц – КПД насоса, распределителя, цилиндров.Для НШ-100 МЕХ .Н =0,91.КПД гидрораспределителя принимаем  МЕХ .Р =1.КПД гидроцилиндров рекомендуется принимать в диапазоне  МЕХ .Ц=0,94...0,98 в зависимости от давления в гидросистеме.

Для Рном.=14МПапринимаем  МЕХ .Ц =0,94.Тогда получим МЕХ .Ц  0,911 0,94  0,86 .Также принимаем, что  МЕХ .Ц не зависит от температуры. ОбъемныйКПД определяется аналогично:ОБ  ОБ .Н ОБ .Р ОБ . Ц(3.8.3)Для распределителей и гидроцилиндров принимается ОБ =1, так какутечки малы по сравнению с насосом.

Для насосов можно приниматьОБ изтаблицы или по графику.ОБ  0,9 11  0,94 .Таблица 3.8 - Результаты определения КПДЗависимость КПД гидропривода от температуры.Температура рабочей жидкости, °С-200306080Гидравлический—0,740,980,990,99Механический0,860,860,860,860,86Объемный0,60,930,930,840,78Общий—0,590,780,710,66По результатам таблицы строим график ОБЩ  f (t ) .1 — шестеренныенасосыпоршневые насосыРисунок3.8-(М-8М2);(ВМГЗ); 3 —насосы НПА-64 (ВМГЗ)Зависимость ОБшестеренных насосов.2 — аксиально-оттемпературыдляhОБЩ0.80.70.60.50.4-20Рисунок3.8.10-20Зависимость40КПД60гидропривода80t, CоттемпературыПолученная кривая линия дает возможность выбрать оптимальныйтемпературный режим работы гидросистемы бульдозера-рыхлителя.3.9 Выбор гидроцилиндровГидроцилиндры выбирают обычно по величине хода и диаметрупоршня.

Ход определяют из кинематики рабочего оборудования машины, внашем случае он не задан, поэтому выбираем по диаметру поршняВ исходных данных задано усилие на штоках гидроцилиндров:FЦ 4  FЦ 5  19 104 НФормула по усилию:F  PНОМ  D2где D – диаметр поршня, м; ГМ – гидромеханический КПД цилиндра.Откуда:4 ГМ(3.9)D2FPНОМ   219 104 0,142 м  142 мм14 106  3,14  0,86(3.9.1) ГМ определяем по данным таблицы 3.8, при t = 30°С.

Для окончательноговыбора цилиндра используем рекомендуемые значения диаметров поршня Dи штока dТаблица 3.9 - Рекомендуемые диаметры D и d гидроцилиндровD, мм5060708090100 100 12514160 180 200 2200d, мм324040505060708080100 110 125 140Выбираем из таблицы 3.9 цилиндр с диаметрами: D=140мм, d=80мм.3.10Определениевместимостигидробакаиплощадитеплоизлучающей поверхности гидроприводаНа основании рекомендаций вместимость гидробака VБ мобильныхмашин определяют по величине подачи насоса QH.VБ  (0,8 1,0)QН  1122  122 л(3.10)Уточняем VБ по ГОСТу 12448-80, который предлагает следующий ряд:40, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, ...Принимаем ближайший больший по величине объем гидробакаVБ  125 л .

Форма гидробака, обычно, параллелепипед, площадь, теплоотдачибака FБ такой формы равнаFБ  6,5  3 VБ2  6,5  3 0, 252  1,625 м2(3.10.1)Определим площадь теплоизлучающей поверхности FТП гидропривода:FТП  FБ   Б(3.10.2)где  Б – коэффициент поправочный, для бульдозеров-рыхлителей  Б =2FТП  1, 625  2  3, 25 м 2 ,3.11 Тепловой расчет гидроприводаРасчет выполняем при максимальной температуре окружающеговоздухаt=30°C.Количествотепла,выделяемогогидроприводомвокружающую среду:QГП  (1  ОБЩ )  N Н  k П  k Д , Вт(3.11)Продолжительность работы под нагрузкой, для тяжелого режимаk П  0,7 ; k Д – коэффициент использования номинального давления, k Д  0, 6=0,6.QГП  (1  0,72)  33880  0,7  0,6  3984 Вт ,Установившаяся температура гидропривода:tУСТ гдеkТП-коэффициентокружающую среду kТП  10QГПtkТП  FТПтеплоотдачи(3.11.1)поверхностигидроприводавВтм 2 СtУСТ 3984 30  153С10  3, 25Установившуюся температуру рекомендуется принимать не более70°С, а получили на 83°С большую.

Значит нужно увеличить поверхностьтеплоотдачи или предусмотреть теплообменный аппарат (радиатор), площадькоторого определяется по формуле:FТ QТПk FТП  ТП(tУСТ  t )  kТkТгде kТ - коэффициент теплоотдачи теплообменника,машин kТ  23(3.11.2)Вт, для самоходныхм 2 СВт; tУСТ – максимальная принимаемая температура, tУСТм 2 С=70°C.FТ 398410 3, 25   2,92 м2(70  30)  2323По величине FТ выбирают тип теплообменника бульдозера рыхлителя.4 Определение производительности бульдозера от дальноститранспортирования грунта4.1 Классификация бульдозеров по номинальному тяговому усилиюпредставлена в таблице.По типу движителя базовой машины бульдозеры разделяются нагусеничные и колесные. Колесные бульдозеры создаются на базе колесныхтракторов,колесныхтягачей,автомобилейиспециализированныхсамоходных машин (автогрейдеров и др.).По размещению рабочего органа бульдозерного оборудования набазовоймашинеразличаютбульдозерыспереднимизаднимрасположением отвала.В бульдозерах с гидравлическим управлением отвал внедряется вгрунт принудительно в результате усилий, развиваемых гидросистемой.Эти усилия могут достичь 40% и более от общего веса трактора.

Характеристики

Список файлов ВКР