Гидравлика Кочуров. Назначение и область применения фронтального погрузчика, ее конструктивное исполнение

• Название: Назначение и область применения фронтального погрузчика, ее конструктивное исполнение
• Дата: 04.11.2022
• Размер: 1.28 Mb.
• Имя файла: Гидравлика Кочуров.doc
• Тип: Документы; #770106
• страница: 1 из 2

Содержание

1. 
   Назначение и область применения фронтального погрузчика, ее конструктивное исполнение……………………………………………3
   

2. 
   Описание работы гидросхемы фронтального погрузчика…………...4
   

3. 
   Данные для расчета……………………………………………………..5
   

4. 
   Выбор гидродвигателей ……………………………………………….6
   

5. 
   Выбор насоса……………………………………………………………8
   

6. 
   Выбор направляющей аппаратуры……………………………………10
   

7. 
   Выбор регулирующей аппаратуры……………………………………10
   

8. 
   Выбор фильтра………………………………………………………….11
   

9. 
   Гидравлический расчет трубопроводов………………………………12
   

10. 
    Расчет КПД гидросистемы…………………………………………….18
    

11. 
    Тепловой расчет гидросистемы……………………………………….19
    

12. 
    Расчет механической и регулировочной
    

характеристики гидропривода ..………………………………………20
13. Расчет на прочность элементов цилиндра...........................................29
Список литературы

1. Назначение и область применения фронтального погрузчика, её конструктивное исполнение.

Одноковшовый фронтальный погрузчик предназначен для механизации погрузочно-разгрузочных работ с сыпучими и мелкокусковыми материалами, для землеройно-транспортных работ, а также строительно-дорожных, монтажных и такелажных работ с помощью сменных рабочих органов.

Погрузчик может использоваться в промышленности, гражданском и дорожном строительстве, а также в сельском хозяйстве.

Погрузчик может эксплуатироваться в районах умеренного климата при температуре окружающего воздуха от минус 20 до плюс 40 градусов по Цельсию.

Область применения погрузчика расширяется при комплектовании его сменными рабочими органами на фронтальное навесное оборудование.



2. Описание работы гидросхемы фронтального погрузчика

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.

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.


Рисунок 2 – Гидравлическая схема фронтального погрузчика

3. Данные для расчета.

Для гидроцилиндра:

R= 8 кН

V₂= 0,05 м/с

Р = 4 МПа

t_c = -35⁰

К_р = 1.0

Распределитель 1

Для гидромотора:

М_з = 30 Нм

n = 630 об/мин

P = 4 МПа

t_c = 35⁰

К_м =0,4

К_р = 1.0

Распределитель 2
Гидросхема


1 – регулируемый дроссель

4 – насос нерегулируемый с постоянным направлением потока жидкости

5 – гидромотор нерегулируемый, реверсивный

6 – 4 линейный 3х позиционный золотниковый гидрораспр.

7 – делитель потока

8 – одноштоковый с 2х сторонним подводом жидкости

9 – предохранительный клапан

10 – ёмкость жидкости (бак под атмосферным давлением)

11 – гидрозамок двустороннего действия

4. Выбор гидродвигателей.
Выбор осуществляется по его внутреннему диаметру, исходя из требуемой рабочей площади F_T в м²



R – усилие на штоке, кН

P – заданное давление жидкости в гидросистеме, МПа

k – коэффициент запаса по усилию (k = 1, когда дроссель).
м²
Исходя из F_т, внутренний диаметр d_п определяется:




Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:



По принятому значению dп_, выбирается диаметр штока:



Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:



Далее выбираем гидромотор. Выбор его осуществляется по требуемой мощности с учётом запаса по моменту.

Заданная мощность гидромотора определяется:



М – заданное значение момента с учетом запаса,









кВт

По справочной литературе выбирается необходимый гидромотор. При этом учитывается, что мощность гидромотора должна быть не менее 1,1…1,25 от заданной, а угловая скорость вала и рабочее давление гидро-мотора должна быть не менее заданных.

Выбираю аксиально-поршневой гидромотор ПМ-450/160

- рабочий объём 460 см³/об

- номинальное давление 4 МПа

- крутящий момент 70 Нм

- частота вращения 24 об/с

- объёмный КПД 0,97

- полный КПД 0,93






кВт

N_ф = 1,148N_з


5. Выбор насоса.
Основной параметр для выбора насоса является требуемая подача Q_т и заданное давление P.

Расход жидкости определяется:



V – заданная скорость перемещения выходного звена гидродвигателя (штока гидроцилиндра), м/с

F_пр – рабочая площадь со стороны подвода жидкости в гидроцилиндр, м²

m – число одновременно работающих цилиндров (m=1)

n_об – объёмный КПД гидроцилиндра (n_об=1)









По полученному значению требуемой подачи выбирается насос. Подача его должна быть на 5% больше требуемой для компенсации потерь



Выбираю пластинчатый насос 3Г14-21А со следующими параметрами:

- рабочий объём

- номинальное давление 6,3 МПа

- частота вращения

- объёмный КПД 0,8

- полный КПД 0,7

- масса 18,5 кг

- производительность
Для обеспечения требуемой производительности насоса, необходимо уменьшить частоту вращения вала до следующей:



Теоретическая производительность насоса определяется:





Для данного типа насоса и заданной температуры окружающей среды применимо индустриальное 30 со следующими параметрами:

- кинетическая вязкость υ = 30

- плотность ρ =890

- температура застывания t_з = -45⁰С

- температура вспышки t_в = 190⁰С


6. Выбор направляющей аппаратуры
Р102АИ44

- номинальное давление Р_ном = 6,3 МПа

- номинальный поток Q_p = 40

- потери давления ∆P_р = 0,3 МПа

7. Выбор регулирующей аппаратуры
С целью предохранения гидравлическую систему от недопустимых давлений конструкции машины от перегрузок параллельно напорной гидролинии устанавливают предохранительный клапан.

Выбираю клапан с элементами управления марки 10-100-2-11 с параметрами:

- номинальный поток 40

- номинальное давление 6.3 МПа

- потери расхода ∆Q = 0,2 л/мин

Требуемую скорость выходного звена в приводах с нерегулируемыми гидромашинами можно получить установкой в схему дросселя.
Определяется требуемый расход дросселя:



Определяется площадь расходного окна:


μ = 0,62 – коэффициент расхода жидкости

U_др=1 – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

∆P_др – перепад давления в дросселе

Тип дросселя	Параметры
	Номинальное давление Pдр, МПа	Номинальный расход Qдр,	Площадь расходного окна fдр,	Потери давления ∆Pдр, МПа
Г77-29	6.3	1,5	0,0026	0,2

8. Выбор фильтра
Выбор фильтра осуществляется в зависимости от необходимости фильтрации.
Выбираю фильтр ФП7 со следующими параметрами:

• 
  Номинальный поток
  
• 
  Тонкость фильтрации 25 мкм
  
• 
  Номинальное давление 6.3 МПа
  
• 
  Потери давления 0,063 МПа
  

9. Гидравлический расчет трубопроводов
Гидравлический расчет трубопроводов сводится к определению их геометрических параметров (длины трубопровода, внутренний диаметр), потерь энергии на трение при движении жидкости по трубопроводам и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.

Соединение гидроаппаратов производится стальными бесшовными трубами. Максимально возможный расход жидкости в сливной гидролинии больше подачи насоса в случае объединения нескольких потоков или когда жидкость сливается из поршневой полости гидроцилиндра с односторонним штоком.
В этом случае максимальный расход определяется:



– площадь поршня,

– площадь штока,

– подача насоса,





Расход жидкости трубопровода взаимосвязан с его внутренним диаметром и скорости движения жидкости.
Для напорных и сливных трубопроводах:



P – давление жидкости в трубопроводе, МПа



Принимаю скорость во всасывающем трубопроводе:



Внутренний диаметр трубопровода определяется:



По ГОСТу принимаю:

для напорных и сливных d = 16 мм D = 22 мм

для всасывающего d = 30 мм D = 38 мм
Длины участков трубопроводов, связывающих отдельные гидроаппараты схемы, зависят от размеров гидромоторов и взаимного расположения аппаратов.
Рассчитываю следующие максимальные значения длин трубопроводов:

• 
  всасывающего
  
• 
  напорного (от насоса до распределителя)
  

• 
  напорного (от распределителя до гидродвигателя)
  

• 
  сливного
  

Потери давления складываются из потерь давления на преодоление сопротивления трубопроводов ∆P_тр и местных сопротивлений ∆P_м.с.

∆P = ∑∆P_тр + ∑∆P_м.с.

Для расчета потерь энергии расчетную гидросхему привода разбивают на участки, отличающихся друг от друга расходом жидкости, диаметром трубопровода, наличием местных сопротивлений. Расчёт потерь энергии производится отдельно для всасывающей, напорной и сливной гидролинии.

Потери давления по длине трубопровода на каждом участке определяется по формуле:



L – длина участка трубопровода со скоростью жидкости V_ж,

d – внутренний диаметр трубопровода, м

ρ – плотность жидкости,

λ – коэффициент сопротивления рассматриваемого участка трубопровода.

Для определения λ, необходимо посчитать число Рейнольдса для напорной и сливной гидролинии:



υ – кинематическая вязкость жидкости,



т.к. Re > 316, то





Для участка от насоса до распределителя:


Для участка то распределителя до гидроцилиндра:


Для сливной магистрали






Суммарные потери для всасывающей магистрали





Для напорной магистрали

∑ = + = 0,00383 + 0,0383 = 0,04213 МПа

Для сливной магистрали

Рассчитываю потери давления в гидроаппаратуре, входящей в разработанную схему:



- потери давления в распределителе
∆P_ном – потери давления в гидроаппаратуре при номинальном расходе Q_ном (паспортные данные)
∆P_ном = 0,3 МПа

Q_ном = 40

Q_ф = 2,02




- потери давления предохранительном клапане


- потери давления в фильтре


-потери давления в дросселе

= 0,2 МПа
-потери давления на местные сопротивления во всасывающей магистрали





-потери давления на местные сопротивления в сливной магистрали





-потери давления на местные сопротивления в напорной магистрали





-общие потери давления для всасывающей магистрали

-общие потери давления в напорной магистрали

-общие потери давления в сливной магистрали



После определения потерь давления в магистралях производятся уточнения параметров гидропривода.
Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

R– заданная полезная нагрузка, кН

R_пд – сила противодавления, кН

R_п – сопротивление уплотнения поршня, кН

R_ш – сопротивление уплотнения штока, кН

R_ин – сила инерции движущихся частей, кН


= ∆P_сл = 0,0546 МПа

= = =0,001845 м²


Усилия трения в уплотнениях определяется:


μ – коэффициент трения (для резины 0,01)

d – уплотняемый диаметр, м

h – высота активной части манжеты, м




Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

Давление жидкости на выходе из насоса:



Давление настройки предохранительного клапана P_к в МПа




Скорость рабочего и холостого хода:



– объемный КПД гидроцилиндра


Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10%