Курсовая работа - Расчет гидропривода - файл n1.rtf

Курсовая работа - Расчет гидропривода
скачать (596.3 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.rtf4874kb.09.02.2010 20:24скачать
Победи орков

Доступно в Google Play

n1.rtf

РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА ДЛЯ ЗАЩИТЫ ОТ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ХОДОВОЙ ЧАСТИ АВТОМОБИЛЯ БЕЛАЗ

ПРИ ПОГРУЗКЕ













2 Разработка принципиальной схемы гидропривода подъема автомобиля







3. Выбор рабочей жидкоости
Так как автомобиль предназначен для работы на открытом воздухе, то на гидросистему и рабочую жидкость будет оказывать существенное влияние температура окружающего воздуха. В нашей климатической зоне зимние температуры не редко дорстигают значений минус 20 градусов и ниже. Поэтому выбор рабочей жидкости должен быть выполнен с учетом этого влияния. Кроме того, с точки зрения технического обслуживания автомобиля, не желательно расширять сортамент применяемых масел в системах автомобиля. В гидросистеме механизма опрокидывания платформы рекомендовано [2] использовать масло М8В2 по ГОСТ 8581-78. Кинематическая вязкость данного масла при температуре 100 градусов Цельсия не выше 8 сСт, а при 50 градусов Цельсия порядка 13 сСт. Температура застывания не выше минус 25 градусов Цельсия.

В виду вышеуказанных причин, останавливаем свой выбор именно на этом масле. Характеристика масла дана ниже.
Плотность масла
Кинематическая вязкость


Температура застывания не выше, градусов
Модуль объемной упругости


4 Определение основных параметров гидросистемы


Полная масса не груженого автомобиля БЕЛАЗ 7540 составляет 21750 кг. 51.5% массы не груженого автомобиля приходиться на его заднюю ось. Сила веса при этом составляет Н (Рис. 3.3). Эта сила должна быть преодолена гидроцилиндрами подъема при подъеме автомобиля. Для груженого автомобиля полная масса 51750 кг, 67% этой массы воздействует на заднюю ось и сила веса равна . Эта сила будет восприниматься [4] гидроцилиндрами подъема в конце загрузки. Максимальное значение нагрузки приходящееся на один гидроцилиндр составит половину от веса указанной выше массы и равна 170000Н. Таким образом усилие на штоке гидроцилиндра, необходимое для подъема и поддержки автомобиля во время погрузки:

или



Рисунок -3. Установка гидроцилиндров на автомобиле БЕЛАЗ

По усилию на штоке гидроцилиндра устанавливаем расчетное усилие в цилиндре с учетом потерь давления и снижения [5] производительности насоса. Так как мы поднимаем не груженый автомобиль то коэффициент запаса можно принять









Принимаем



Рекомендуемое давление [1] р в гидроцилиндре исходя из условия Рр=130 кН составляет 16 МПа. Но, так как мы предполагаем для работы разрабатываемой гидросистемы используовать уже существующие насосы, то принимаем минимальное значение давления по паспорту машины. Оно равно

p=7.5 МПа.





По полученной расчетной нагрузке Рр и давлению рном с учетом механического КПД гидроцилиндров мц=0.9 определяем диаметр поршня исполнительного механизма





Подставляя, получим





В соответствии с ГОСТ 6540-64 полученное значение округляем до ближайшего стандартного [3]. Одновременно находим диаметр штока dшт.





Проверяем диаметр штока из условия прочности, задаваясь следующими параметрами:

коэффициент запаса прочности - ;

модуль упругости материала штока - Па;

ход поршня - м.





м



Подставляя, получим





Следовательно выбранный диаметр штока с запасом удовлятворяет по условию прочности и устойчивости. Оставляем принятые ранее параметры.





Определяем соотношение ? площадей поршневой и штоковой полостей поршня







Определим среднюю рабочую скорость поршня в гидроцилинндре при движении в сторону штоковой полости. Для этого зададимся величиной времени двойного хода штока (рабочий и холостой ходы) равной c. Если принять длительность срабатывания распределителя равной 0.1с, тогда согласно [1], находим











Расчетная скорость поршня при рабочем ходе с учетом запаздывания вызванного утечками между порошнем и цилиндрической поверхностью гидроцилиндра должна быть несколько выше, и будет определяться посредством коэффициента учитывающего утечки [1]







Для реализации данной скорости необходимо обеспечить соответствующую подачу рабочей жидкости в гидроцилиндр. Чтобы определить производительность насоса зададимся объемным КПД насоса об, объемным КПД гидроцилиндра ц и объемным КПД золотника з.

Среднее значение объемного КПД насоса можно принять в соответствии с рабочим давлением и типом насоса. Для шестеренного насоса, согласно [1]



Объемный КПД гидроцилиндра при металлических поршневых кольцах [1]



Объемный КПД золотника [1]



Необходимая подача насоса при условии, что одновременно заполняется два гидроцилиндра, найдется по следующей формуле [1]

















Согласно приведенной принципиальной схемы в работе по подъему платформы участвуют два насоса. Однако в некоторые моменты времени, когда необходимо обеспечить наибольшую скорость выдвижения штоков гидроцилиндров подъема, может подключаться третий насос. Принимая во внимание данный вариант, также задействуем эти насосы для подъема автомобиля. Итак, для повышения эффективности работы гидросистемы и ее унификации примем вариант, в котором будут совместно работать , по крайней мере, два шестеренных насоса. Их характеристика.















при









Тогда три насоса обеспечат максимальгную подачу равную



160.8

По найденным данным подбираем элементы гидропривода и выписываем их характеристики

Распределитель типа В16

Номинальный расход Qp =140 л/мин

Максимальный расход Qmax=240л/мин

Номинальное давление р=32 МПа

Перепад давления МПа

Утечки







Односторонний гидрозамок типа КУ32

Номинальный расход Qгз =250 л/мин

Номинальное давление р=32 МПа

Перепад давления МПа

Утечки





Дроссель с регулятором и обратным клапаном типа Г55-6

Номинальный расход Qдр =70 л/мин

Номинальное давление р=0.4 -12.5 МПа

Перепад давления МПа

Утечки







Предохранительный клапан с переливным

золотником тип 2БГ52-17

Расход Qкл =50 -560 л/мин

Номинальное давление р=5 -20 МПа

Перепад давления МПа

Утечки







Проведем гидравлический расчет гидросистемы. Определим: внутренний диаметр трубопроводов в соответствии с пропускаемым количеством рабочей жидкости, числом Рейнольдса и потерь дапвления во всех элементах и магистралях.

Принимаем рекомендуемое значение скорости для напорного трубопровода при давлении до 10МПа согласно [1] Vн= 4.5 м/с, а сливного трубопровода Vс=1.5 м/с.





Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода до гидрозамка :















Наружный диаметр 34мм

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода после гидрозамка до гидроцилиндров:













Наружный диаметр 28мм

Внутренний диаметр сливного трубопровода до гидрозамка от гидроцилиндров:











Наружный диаметр 38мм

Внутренний диаметр сливного трубопровода после гидрозамка до гидробака:













Наружный диаметр 60мм

Полученные значения нагнетательных и сливных трубопроводов округлены до стандартных значений по ГОСТ 8732-58 и 8734-58 с учетом толщины стенки труб [1].

Принимая в качестве материала трубы сталь 30ХГСА с пределом прочности на разрыв ?в = 1200 МПа, мы можем определить допускаемое напряжение в материале по формуле [1]:











Найдем минимальную толщину стенок трубы нагнетательного трубопровода и2 по формуле:









Что намного меньше принятого выше.

При монтаже трубопроводов необходимо [1] не допускать трубы с вмятинами, отклонениями от цилиндрической формы. Радиус загиба жестких труб R>(4-6)dн, где dн - наружный диаметр трубы; радиус изгиба рукавов R>(12-18)dвн. Место крепления труб должны быть на расстоянии не менее (40-60)dн, чтобы исключить резонансные явления.

В соответствии с выбранными стандартными диаметрами труб определяем истинные средние скорости (Vдн1, Vдн2,Vдс1,Vдс2) течения рабочей жидкости в этих трубопроводах по формуле:



































Что меньше принятых ранее.

На основании схемы разводки трубопроводов производим подсчет потерь напора на прямых участках и местных сопротивлениях для нагнетательного и чвстично сливного трубопроводов. Предварительно устанавливаем число Рейнольдса для каждого участка.











































Полученные значения чисел Рейнольдса показывают что мы имеем перереходный от ламинарного к турбулентному режим течения рабочей жидкости в трубопроводе. Для переходного режима течения коэффициенты гидравлического сопротивления определяются по следующим формулам

















Зная данный коэффициент можно приступить к расчету потерь на трение по длине нагнетательного трубопровода и линии слива при рабочем ходе. Для этого необходимо задаться длиной трубопроводов

Длина нагнетательного трубопровода до гидрозамка



Длина нагнетательного трубопровода после гидрозамка



Длина сливного трубопровода от гидрозамка до бака



Длина сливного трубопровода от гидроцилиндра до гидрозамка



Потери на трение по длине нагнетательного трубопровода при рабочем ходе.














Потери на трение по длине линии слива при рабочем ходе.









Потери давления в магистриали на прямом участке при любом режиме течения можно подсчитать по следующей формуле:



где - средняя скорость жидкости в трубопроводе, м/с;

l,d - длина и внутренний диаметр трубопровода, мм.





Потери в местных сопротивлениях оценим приближенной оценкой - 25% от потерь давления по длине гидролинии.

Для линии нагнетания:









Для линии слива:









Суммарные потери напора в магистралях:

Подвод рабочей жидкости:









Рабочее двление по которому должен быть выбран насос







Проверять всасывающую магистраль гидронасоса на неразрывность потока нет необходимости ввиду того, что расположение насосов и их характеристики не изменились по сравнению с существующей гидросистемой.

Итак, найденное значение близко к тому, что было получено ранее. Учитывая, кроме того, что диаметр поршня был увеличен до стандартного, убеждаемся в том. что выбранный нами ранее насос шестеренный НШ-50 полностью подходит для выполнения требуемой операции по подъему автомобиля. Фактическое усилие создаваемое штоком гидроцилиндра при рабочем ходе, равно



где p - рабочее давление жидкости;

-сопротивление уплотнение штока;

- сопротивление уплотнения поршня;

- сопротивление от вытекания масла из штоковой полости гидроцилиндра;

- вес штока с поршнем.

Усилие трения определяем по формуле



где ?=0.1 - коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока;

b=18 - высота активной части манжеты по ГОСТ 6969-54;





Сопротивление металлических поршневых колец



где = 7 - ширина поршневого кольца [1];

z = 4 - количество поршневых колец[1];

Па - удельное давление кольца [1].





Сопротивление - от вытекания масла со стороны штоковой полости



где - давление в штоковой полости, складывается из сопротивления создаваемого гидрозамком. распределителем и сливной магистрали и равно























Сила веса штока и поршня



где - длина штока;

- плотность стали;

g - ускорение свободного падения.







Теперь можно определить фактическое усилие рзвиваемое гидроцилиндром









Сопоставление усилия развиваемого гидроцилиндром с требуемым по условиям работы механизма Pp позволяет определить коэффициент запаса по усилию









Так как полученное значение то производить проверочный расчет диаметра гидроцилиндра нет необходимости.



Определим толщину стенок силового гидроцилиндра



где Па - пробное давление. с которым осуществлояется гидравлическое испытание гидроцилиндра;

- предел прочности материала, для стали 30ХГС Па

? - коэффициент прочности для цельнотянутой трубы, ;

n - коэффициентзапаса прочности при давлениях до 30 МПа, ;

прибавка к толщине стенки на коррозию наружной поверхносмти цилиндра, с=2-3мм.














Принимаем ?=10 мм

Толщина плоского донышка гидроцилиндра



где допускаемое напряжение для материала донышка гидроцилиндра









Напорный трубопровод следует проверить на гидравлический удар в случае внезапного его перекрытия. Определим величину ударного давления



где с - скорость распространения ударной волны в минеральном масле, м/с.





































Наибольшее давление возникает при перекрытии основного нагнетательного трубопровода и равняется, примерно, 12 МПа. Определим максимальные растягивающие напряжения возникающие в стенке трубы















что меньше допустимого 600 МПа для стали 30ХГСА. Следовательно стенка трубы выдержит гидроудар. Увеличивать толщину стенки не требуется.

Так как величина давления при гидравлическом ударе 12 МПа меньше чем пробное давление, при котором мы определяли толщину стенки гидроцилиндра, равное 15 МПа, то проверять толщину стенки гидроцилиндра нет необходимости.









5 Определение объемных потерь рабочей жидкости в гидросистеме

Для определения объемных потерь просуммируем все утечки рабочей жидкости имеющие место в гидросистеме



где , , , - объемные утечки рабочей жидкости в насосах, гидроцилиндрах, золотниковых распределителях, гидрозамке и клапане. Численные значения последних нами определены ранее по техническим характеристикам;

=2 - число гидроцилиндров, питаемых от насоса одновременно.

Изменил производительность

насоса с 2.51 на 2.68







где - объемный КПД насоса;

- производительность насосов

Подставля значения в формулу, получим





Утечки гидроцилиндра определяются по формуле



где - объемный КПД гидроцилиндра [3];

- скорость движения поршня, м/с.









Утечки в золотниковом гидрораспределителе

Утечки в гидрозамке

Утечки в переливном клапане



Итак. полные утечки в гидросистеме













Определение КПД гидросистемы



Объемный КПД гидропривода







Гидравлический КПД гидропривода













Механический КПД гидропривода









где - механический КПД гидронасоса согласно его характеристики;

- силы сопротивления, препятствующие выдвижению штока, определены нами ранее.









Общий КПД гидропривода







Для проверки полученного КПД гидропривода установим среднюю скорость перемещения поршня в гидроцилиндре

Для рабочего хода







Для холостого хода







Общее время цикла без пауз







что меньше заданного времени T=33c



Мощность сообщенная рабочей жидкости насосом:









Полезная мощность гидроцилиндров







где - механический КПД гидроцилинра















Общий КПД гидропривода







Что практически близко ранее найденному значению КПД гидросистемы
3.6. Тепловой расчет гидросистемы

Тепловой расчет гидросистемы на отдачу выделяемого ею тепла в период устойчивого состояния проводим по формуле



где - подача насоса, л/мин;

-давление насоса, кгс/см^2;

- коэффициент, учитывающий непрерывность работы гидропривода, для гиджроцилиндра

-наружная поверхность бака, ;

t1-t0 = 45 градусов Цельсия;

1 = 10-15 кКал/(ч град) - коэффициент теплоотдачи наружных поверхностей в окружающую среду.







Все значения нами были определены ранее. Поэтому, подставляя все в данную формулу, получим



Необходимо иметь ввиду, что операция подъема и поддержки задней полуоси автомобиля это операция разовая и в общем времени работы гидросистемы составляет малую часть времени. Каждая гидросистема работает в свой промежуток времени, т.е. раздельно.Нормальная работа первоначальной гидросистемы прототипа позволяет предположить, что охлождение добавленной гтдросистемы будет также эффективным и достаточным. Охлаждение бака, находящегося на открытом воздехе будет более интенсивным, особенно в процессе движения автомобиля , поэтому коэффициент 1 можно принять более высоким и равным 20. Специальных мер по принудительному охлаждению бака с рабочей жидкостью здесь не предусматривается.

Необходимый объем бака для питагния предложенной гидросистемы при заполнении его маслом на 80% равен







Подставляя все известные значения, получим









или 100 литров

Это позволяет не устанавливать дополнитльные баки для охлождающей жидкости а обойтись существующей емкостью объемом 105 литров для хранения и охлаждения рабочей жидкости используемым в автомобиле.

Таким образом проведенные расчеты подтверждают возможность встраивания в существующую гидросистему автомобиля новой гидравлической системы обеспечивающей подъем и поддержку автомобиля при его загрузке. Предложенные мероприятия требуют незначительной модернизации гидростистемы, минимум дополнительных гидроапаратов.


Список литературных источников
1. Кольга Ф.Д.. Паршикова А.А. Гидромеханика. Методические указания к курсовой работе по дисцмплине "Гидромеханика" для студентов специальностей 170100, 090200. 090500. Магнитогорск: МГТУ, 2001.

2. Автомобили БEЛАЗ. Руководство по эксплуатации. 7522-3902015РЭ. Минск:, Полымя. 1989.

3. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. - М.: Машиностроение,1988.

4. Юфин А.П. Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод. М.: Высшая школа, 1965.

5. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин. М.: Машиностроение, 1979.

6. Точилкин В.В., Филатов А.М. Гидропривод: Методические указания к курсовой работе. Магнитогорск: МГМИ, 1992

РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА ДЛЯ ЗАЩИТЫ ОТ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ХОДОВОЙ ЧАСТИ АВТОМОБИЛЯ БЕЛАЗ
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации