Устройство и расчет гидропривода погрузчика

 

ΔPв70 = (λв70·Lв / dв + Σζв·b)· ρ70· vв2/2 = (0,044·0,7/0,05+1,8·1)·867·1,052/2 =        (20)

= 1154,7 Па = 0,00115 Мпа

 

Число Рейнольдса для нагнетательного участка:

 

Reн70 = vнdн /ν70 = 2,56·0,032/1,96·10-5 = 4180 > 2300     

(режим турбулентный b = 1)

 

λн70 = 0,3164·Re-0.25 = 0,3164·4180-0,25 = 0,04

 

ΔPн70 = (λн70·Lн / dн + Σζн·b)· ρ70· vн2/2 = (0,04·6/0,032+5,2·1)·867·2,562/2 = 36080 Па = 0,036 Мпа

Число Рейнольдса для сливного участка:      

Reс70 = vсdс /ν70 = 1,64·0,04/1,96·10-5 = 3347 > 2300     

(режим турбулентный b = 1)

 

λс70 = 0,3164·Re-0.25 = 0,3164·3347-0,25 = 0,042

 

ΔPс70 = (λс70·Lс / dс + Σζс·b)· ρ70· vс2/2 = (0,042·7/0,04+2,2·1)·867·1,642/2 = 11135 Па = 0,0111 МПа

 

Суммарные потери давления в гидролинии при [tmax] = 70oC:

Σ ΔP70 = ΔPв70 + ΔPн70 + ΔPс70 = 0,00115 + 0,036 + 0,0111 = 0,048 МПа       (21)

Согласно ранее произведенным расчетам, развиваемое насосом номинальное давление (соответствующее номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля 1800 мин-1 или, с учетом передаточного числа привода насоса, 2624 мин-1 вала насоса) Pном = 19941 кПа = 19,941 МПа.

 

 

 

Механический КПД привода определяется по формуле:

 

ηм = ηм.н ηм.гр ηм.ц2 = 0,91·1·0,982 = 0,874,                      (22)

 

где ηм.н – механический КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов можно принимать 0,91); ηм.гр – механический КПД гидравлического распределителя, принимается 1,0; ηм.ц - механический КПД гидроцилиндра, в зависимости от давления в гидросистеме принимается в диапазоне 0,94…0,98 (при одновременной работе двух цилиндров бульдозера значение ηм.ц возводится в квадрат, трех цилиндров – в куб).

Объемный КПД гидропривода бульдозера (работают два цилиндра):

 

ηоб = ηоб.н ηоб.гр ηоб.ц2 = 0,94·1·0,992 = 0,921,                  (23)

 

где ηоб.н – объемный КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов можно принимать 0,92…0,94); ηоб.гр – объемный КПД гидрораспределителя, принимается 1,0; ηоб.ц - объемный КПД гидроцилиндра, принимается 0,98…0,99.

Таким образом, при предварительном проектировочном расчете условно принимаем, что механический и объемный КПД не зависят от температуры эксплуатации гидропривода. Их максимальные значения находим по данным табл. 17.

Согласно рекомендациям вместимость гидробака равна одноминутной подаче насоса (л) при номинальной частоте вращения приводного вала:

 

Vб = 1,0·123,3 = 123,3 л

 

Окончательно вместимость гидробака (л) выбираем по ГОСТ 12448-80 из следующего ряда: 40, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 320 и т. д. Окончательно принимаем вместимость гидробака:

 

Vб = 125 л = 125·0,001 = 0,125 м3

 

Площадь теплоотдачи бака (форма – параллелепипед):

 

 

Площадь теплоизлучающей поверхности гидропривода (бака, насоса, распределителя, гидроцилиндров и трубопроводов на всех участках гидролинии):

 

Sт.п = αб Sб, м2                             (25)

 

где αб – поправочный коэффициент, для бульдозеров αб = 2 (см. табл. П21).

Тогда площадь теплоизлучающей поверхности гидропривода:

 

Sт.п = 2·1,625 = 3,25 м2

Мощность тепловой энергии Nт.э, выделяемой гидроприводом в рабочем режиме при заданной максимальной температуре окружающей среды tmax = 43 оС:

 

Nт.э = (1- η70) Nном kн kд = (1 - 0,802)·40980·0,8·0,7 = 4544 Вт,              (26)

 

где η70 – общий КПД привода при максимальной допустимой температуре в гидросистеме бульдозера [tmax] = 70 oC; Nном – номинальная мощность насоса, Вт,

kн – коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, kн = 0,6…0,8 – для тяжелого режима; kд – коэффициент использования номинального давления,

kд = 0,5…0,7 (см. табл. П23).

Установившуюся температуру летней рабочей жидкости в гидроприводе при заданной температуре окружающей среды tmax = 43 оС находим по формуле:

 

tуст = Nт.э / (Sт.п k) + tmax = 4544/(3,25·10) + 43 = 182,8 оС,          (27)

 

где k = 10 Вт/м2· oC – коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду (для конструкционной стали), см. табл. П22

Если полученная по расчету установившаяся температура гидропривода tуст превышает максимально допустимую по условию нормальной эксплуатации

[tmax] = 70 oC, то в гидросистеме предусматривается жидкостный радиатор с принудительным (вентилятор) обдувом потоком воздуха (калорифер).

Площадь рабочей поверхности теплообменника определяется по формуле:

 

Sт = Nт.э / [(tуст- tmax) kт]- Sт.п k/ kт = 4544/[(70-43)·23]-3,25·10/23 = 5,9  м2,      (28)

 

где kт – коэффициент теплоотдачи теплообменника, Вт/м2· oC, kт = 20…23;

tуст – максимальная принимаемая температура гидропривода, т.е. tуст = 70 oC;

tmax – максимальная заданная температура окружающей среды, tmax = 43 оС.

Тип и геометрические размеры теплообменника (калорифера) выбираем по справочным данным (см. табл. П19).

Согласно ранее произведенным расчетам, выбираем калорифер, типоразмер которого КМ6-СК-2,01А.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.Раздел.          РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРОВ БУЛЬДОЗЕРА

 

Диаметр гидроцилиндра (поршня) находим по заданной величине силы полезного сопротивления Rп.с (для цилиндров подъема-опускания отвала бульдозера Ц1 и Ц2 – по 100 кН, для цилиндра перекоса отвала Ц3 – 60 кН) по формуле:

 

 

 

где ΔPн62 = (Pн62 – Pc) – перепад давления в каждом гидроцилиндре отвала бульдозера при работе под нагрузкой при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости в гидросистеме 62 оС; при расчете давления жидкости в сливном трубопроводе Pc можно принимать равным давлению срабатывания перепускного клапана (с учетом засорения фильтров), т.е.

Pc = Pc.кл = 0,2 МПа; тогда перепад давления ΔPн62 = 20,49 - 0,2 = 20,29 МПа;

ηгм.ц – гидравлический КПД цилиндра, выбираем из табл. 18 в зависимости от установившегося давления в гидросистеме: для давления Pн62 = 20,49 МПа принимаем значение коэффициента ηгм.ц = 0,96.

Диаметры цилиндров подъема-опускания отвала бульдозера:

 

 

 

 

Диаметр гидроцилиндра перекоса отвала (при таком же значении ΔPн62):

  

 

 

 

Корректируем диаметры цилиндра D и штока d с учетом рекомендуемых значений, приведённых в табл. 19.

Таблица 19

Рекомендуемые диаметры D и d гидроцилиндров                                

D,мм	50	60	70	80	90	100	100	125	140	160	180	200	220
d,мм	32	40	40	50	50	60	70	80	80	100	110	125	140

 

Окончательно принимаем следующие диаметры цилиндров:

D1,2 = 80 мм, d1,2 = 50 мм;

D3 = 60 мм, d3 = 40 мм

Усилие на штоке цилиндра (при выдвижении) определяется по формуле:

 

Fш1,2 = Pн62 ηгм.цπ D1,22 /4 = 20490·0,96·3,14·0,082/4 = 98,8 Н                     (30)

Fш3 = Pн62 ηгм.цπ D32 /4 = 20490·0,96·3,14·0,062/4 = 55,6 Н

 

 

Скорость штока в цилиндре (при выдвижении) определяется по формуле:

 

vшт.1,2 = 4Qн / πD1,2 = 4·0,002055/3,14·0,082 = 0,41 м/с                      (31)

vшт.3 = 4Qн / πD3 = 4·0,002055/3,14·0,062 = 0,73 м/с

 

 

5.Раздел.                         ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ

 

Допустимое минимальная толщина стенки силового гидроцилиндра из условия прочности на продольный разрыв под действием внутреннего давления P.

 

 

 

 

 

(32)

 

где D – внутренний диаметр цилиндра; [σр] – допускаемое напряжение материала цилиндра при растяжении (на продольный разрыв) под действием внутреннего давления P в Па. Для сталей 34Л принимаем по справочным данным [σр] = 180·106 Па, для 40Л - [σр] = 193·106 Па; μ – коэффициент поперечной деформации (к. Пуассона). Для сталей μ = 0,29.

Расчет на продольный разрыв прямых тонкостенных трубопроводов, нагружпемых внутренним давлением Pmax.

Производство по условия прочности:

 

σр = Pmaxdн/2δ =  ≤ [σр],                     (33)

 

где Pmax – максимальное давление в гидросистеме или давление срабатывания предохранительного клапана равное (1,2…1,3) Pном :

Pmax = 1,3Pном = 1,3·19,941 МПа = 25,9 МПа = 25,9·106 Па  ; dн – диаметр напора трубопровода; δ – толщина стенки трубопровода.

 

σр 1,2 = 25,9·106·0,032/2·0,045 = 9208889 Па = 9,21 МПа

σр 3 = 25,9·106·0,032/2·0,034 = 12188235,3 Па = 12,2 МПа