Одной из важнейших задач отечественного машиностроения является максимальное ускорение научно-технического прогресса. Большая роль в решении этой задачи принадлежит отраслям промышленности, создающим современные гидравлические и пневматические приводы.
Применение гидравлического и пневматического привода позволяет создавать прогрессивные конструкции машин, расширять возможности автоматизации производства. Автоматические приводы составляют основные рабочие, транспортирующие, и вспомогательные агрегаты и широко применяются в строительных, дорожных, горных, сельскохозяйственных и любых иных самодвижущихся и мобильных машинах, в промышленных, космических и подводных роботах-манипуляторах, авиационных и космических системах управления.
Масштабы применения гидравлических и пневматических приводов непрерывно растут. Поэтому знание гидро- и пневмопривода, его технических и производственных возможностей является необходимым условием создания высокопроизводительных машин, комплексов, агрегатов и систем, обеспечивающих эффективную работу промышленности.
В данной курсовой работе рассчитывается механизм подъема стрелы крана КС-6473. Стреловые самоходные краны достаточно распространены в народном хозяйстве. Они маневренны, обладают малыми габаритами, большой грузоподъемностью, большой высотой подъема груза.
Механизм подъема стрелы
Вылет длиной 18.2 м
Усилие на шток определяется из уравнения моментов относительно точки крепления стрелы
(1)
где G = 0.2т – вес груза;
Gс
= 3,5т – вес стрелы;
Тогда
Аналогично рассчитываем усилия, действующие на шток при других вылетах.
б) Вылет длиной 17 м
G = 0.3т – вес груза;
Gс
= 3,5т – вес стрелы;
в) Вылет длиной 23.7 м
G = 0.75т – вес груза;
Gс
= 3,5т – вес стрелы;
г) Вылет длиной 27.8 м
G = 1.5 т – вес груза;
Gс
= 3,5т – вес стрелы;
д) Вылет длиной 30.2 м
G = 4.5 т – вес груза;
Gс
= 3.5 т – вес стрелы;
Максимальное усилие на шток будет в крайнем верхнем положении и будет равно
Задаемся рабочим давлением 16МПа
Находим диаметр цилиндра по формуле:
; (2)
где Fраб
,Н– усилие, действующее на шток;
Р,МПа – рабочее давление;
Принимаем диаметр равным140 мм.
Находим площадь цилиндра в поршневой полости:
Толкающее усилие равно:
Находим расход рабочей жидкости в поршневой полости:
;(3)
где υпор
,м/мин – скорость движения поршня;
Sп
,м2
- площадьпоршневойполости.
Вычисляем условный проход:
; (4)
где Q, л/мин – подача насоса;
υж
=4,5 м/с – скорость жидкости.
Принимаю
Определяем толщину стенки цилиндра:
; (5)
где Дц
,мм - диаметр цилиндра;
R=260МПа – расчетное сопротивление материала, для стали 45;
m=0.85 – коэффициент условий работы;
Pmax
=(1.05…1.2) Pн
=20МПа – максимальное рабочее давление.
Принимаем δ=7 мм
Проверяем шток на устойчивость при сжатии
Условие устойчивости штока:
; (6)
где φ – коэффициент снижения допускаемых напряжений;
Rm=221МПа – для стали 45.
Находим диаметр штока из условия:
;(7)
Принимаем d=110 мм
; (8)
где λ – гибкость материала.
φпри λ=80
= 0,63
Условие выполняется т.к. Rm <[Rm]
Находим площадь поршня в штоковой полости:
Определяем толкающее и тянущее усилие:
Выбор посадок
Выбираем посадку поршня с цилиндром исходя из диаметра цилиндра и номинального давления в системе основного отверстия Н8/f7,
Smax
=0.168мм, Smin
=0,05мм.
Такую же посадку выбираем для штока и направляющей.
Выбираем посадку штока с поршнем в системе основного отверстия Н8/js
7 [1], Smax
=0,071мм, Nmax
=0,017мм.
Между втулкой и направляющей выбираем посадку натягом H8/s7,
Nmax
=0.114мм, Nmin
=0,024мм.
Выбор уплотнителей
Между поршнем и цилиндром выбираем уплотнительные манжеты 500*200-2 ГОСТ 14896-74 [1;6]. Коэффициент трения поршня о цилиндр:
; (8)
где Дц
, мм - диаметр цилиндра;
b,мм – ширина уплотнительного пояска;
z – количество уплотнений;
f =0,5 - коэффициент трения резины о чугун;
k=0,22…0,3 – коэффициент удельного давления.
Коэффициент трения манжеты:
Т.к. зазор составляет больше 0,02мм, то принимаем защитные кольца из полиамида 610 литиевого (Н=4мм, Д=500мм). Коэффициент трения защитных колец:
Между штоком и втулкой устанавливаем уплотнительную манжету 110*90-2 ГОСТ 14896-74 [1;6]. Коэффициент трения манжеты:
Принимаем защитные кольца для уплотнения цилиндра из полиамида 610 литиевого. Коэффициент трения защитных колец:
Для удаления грязи с поверхности штока устанавливаем грязесъемники 2-90 по ГОСТ 24811-81.
Для уплотнения втулки с гильзой устанавливаем уплотнительные кольца круглого сечения 190*200*46*1*2 по ГОСТ 9833-73.
Для уплотнения штока с поршнем устанавливаем уплотнительное кольцо круглого сечения 082*90*58*1*2 по ГОСТ 9833-73.
Суммарная сила трения подвижных соединений равна:
Проверяем толкающее и тянущее усилия:
Описание гидравлической схемы механизма подъема стрелы
При подаче жидкости под давлением в нижнюю пустоту цилиндра шток выдвигается и стрела поднимается. Это осуществляется путем переключения распределителя Р в позицию 1 и масло через гидравлический замок ГЗ подается в поршневую полость цилиндра. При переключении золотника распределителя
Р в позиции 2 жидкость под давлением замыкает гидравлический замок ГЗ, стрела надежно фиксируется, а магистраль и гидравлические аппараты разгружаются от давления жидкости при помощи предохранительного клапана не прямого действия (ПКНД), когда распределитель Р2 в положении открыто.
При опускании стрелы золотник распределителя переводят в позицию 3. Жидкость одновременно подается в поршневую полость гидрозамка (принудительно открывая его) и штоковую полости цилиндра. Из нижней полости цилиндра масло черезоткрытыйгидрозамок, тормозной клапан КТ и распределитель Р1 выдавливается в бак.
Предохранительный клапан КПНД защищает систему от опасного давления, Р1 в только тогда, когда распределитель закрытом положении, а термоклапанКТер для устранения в бак лишнего объема жидкости при повышении температуры рабочей жидкости и стабилизации давления. Для контроля давления жидкости используют реле давления Рл, которое включается в нужную магистраль с помощью логического клапана КЛ.
На рисунке представлена гидравлическая схема привода с одним силовым цилиндром, которая используется в механизмах подъема стрелы кранов на пневмоколесномходубольшой грузоподъемности.
Принимаем аксиально-поршневой насос НАР 125/200 у которого:
V=125см3
; Qн
=178 л/мин; Qmin
=10 л/мин; Pн
=20МПа; Pmax
=25МПа; ηоб
=0,96; ηпол
=0,9. Выбираем гидрораспределитель Г72-35 у которого dу
=32мм, Q=160…320 л/мин, Δp=0.6МПа, допустимые утечки Qут
=306 см3
/мин. Выбираем гидрозамок типа 1КУ32 : dу
=32мм, Qmax
=250 л/мин, Р=32МПа, Δp=0.7МПа. Предохранительный клапан – МКПВ по ТУ2-053-1737-85. Принимаем фильтр Ф7М (dу
=32мм, Q=170 л/мин, при тонкости 0,25мм; Δp=0.06МПа,).
Принимаем трубопровод из стальных бесшовных холоднодеформируемых труб ø40*4 по ГОСТ 8734-75. Рукава высокого давления принимаем по ГОСТ 6286-73 ø32 группы В тип 2 20/12 ; минимальный радиус перегиба 240о
.
Принимаем индустриальное масло И-40А по ГОСТ 20799-75 ρ=895кг/м3
, ν=35…43 сСт при t=200…-15о
С.
Расчёт потерь давления
Суммарные потери в гидросистеме рассчитываются по формуле:
; (9)
где ΔРl
, МПа– потери давления по длине трубопровода;
ΔРап
– потери давления в аппаратах;
ΔРм
– потери давления на переходных участках (местные потери).
1. Потери давления при t=5о
С
Определяем режим течения жидкости в трубопроводе по формуле:
; (10)
где Q, л/мин – подача насоса;
dу
, мм – условный проход;
ν, сСт – вязкость жидкости.
Находим потери давления по длине трубопровода:
; (11)
где l,м – длина трубопровода на данном участке;
Vж
,м/с – скорость течения жидкости в трубопроводе;
dу
, мм – условный проход;
ρ,кг/м3
– плотность жидкости;
λ – коэффициент гидравлического трения при турбулентном течении жидкости.
Определяем число Ренольса:
Т.к. Re >2300 то течение жидкости в трубопроводе турбулентное. Для турбулентного течения λ вычисляется по формуле:
; (12)
Потери при нагнетании:
Потери на сливе:
Потери в аппаратах:
Потери в клапанах незначительны, поэтому мы ними пренебрегаем.
;
Местные потери вычисляем по формуле:
; (13)
где ξ – местные потери
ξ1
= 0,3 – потери при повороте трубопровода на 90 о
С
ξ2
= 0,3 – потери при резком сужении трубопровода
ξ3
= 0,6 – потери при резком расширении трубопровода
Сумма местных потерь при нагнетании:
Сумма местных потерь на сливе:
Суммарные потери давления при нагнетании:
Суммарные потери давления на сливе:
2. Потери давления при t=45о
С
Определяем число Ренольса:
Т.к. Re >2300 то течение жидкости в трубопроводе турбулентное. Для турбулентного течения λ вычисляется по формуле:
;
Потери при нагнетании:
Потери на сливе:
Потери в аппаратах:
Потери в клапанах незначительны, поэтому мы ними пренебрегаем.
;
Местные потери вычисляем по формуле:
;
где ξ – местные потери.
Суммарные потери давления при нагнетании:
Суммарные потери давления на сливе:
Проверяем толкающее усилие при температуре масла t=5о
С:
Проверяем толкающее усилие при температуре масла t=45о
С:
Расчёт ёмкости бака
Расчет объема жидкости для гидросистемы:
; (14)
где Vн
– суммарный объем насосных установок;
Vдв
– суммарный объем двигателей;
Vга
- суммарный объем гидравлических аппаратов;
Vтр
- суммарный объем трубопровода;
Vt
– объем при расширении;
Vβ
– объем при сжатии.
Полный объем бака равен:
; (15)
Определяем приращение объема рабочей жидкости в баке при расширении:
; (16)
где Vo
=Vб
– начальный объем жидкости;
λ=7*10-4
град-1
– коэффициент объемного расширения;
Δt – изменение температуры.
Определяем приращение объема рабочей жидкости в баке при сжатии:
; (17)
где β=200-1
– коэффициент объемного сжатия;
ΔР – изменение давления в баке;
Vo
=Vб
– начальный объем жидкости;
Суммарный объем жидкости:
Принимаем форму бака цилиндрической диаметром 0,5м и длинной 0,6м.
Расчет теплового режима гидросистемы
; (18)
Разность температур Δt определяем по формуле:
; (19)
где tж,
max
– максимальная температура жидкости;
tв,ср.
=40ºС – температура воздуха в третьем регионе.
Для того, чтобы гидросистема работала нормально необходимо, чтобы требуемая поверхность теплообмена была меньше фактической поверхности
теплообмена. Если это условие выполнится, значит система будет работать без перегрева.
; (20)
Требуемая поверхность теплообмена вычисляется по формуле:
; (21)
где ∑N – суммарная мощность развиваемая всеми механизмами одновременно работающими (у нас только гидроцилиндр)
; (22)
где Fтол.
– толкающее усилие поршня;
υп
– скорость движения поршня;
η=0,9…0,95 – полный к.п.д. цилиндра.
kσ
– коэффициент теплопередачи, от рабочей жидкости в окружающий мир, kσ
=15 Вт/м2 о
С;
Δt – разность температур.
Определяем мощность развиваемую цилиндром:
; (23)
где ΔРнагн.
– потери давления при нагнетании.
Мощность развиваемая цилиндром:
Требуемая поверхность теплообмена:
Фактическая поверхность теплообмена:
; (24)
Условие не выполняется. Для того чтобы условие выполнялось устанавливаем вентилятор для обдувки бака со скоростью обдува равной 10м/с, тогда
; (25)
где kт
– коэффициент теплопередачи в условиях принудительного обдува
(kт
=0,75υв
0,78
, при υв
>5м/с).
Условие выполняется.
Список литературы
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы. М.: Машиностроение , 1988 – 512c.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.3.–
5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980 – 557c., ил.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.1.–
5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979
4. Иванченко Ф.К. Бондарев В.С. Колесник Н.П.Барабанов Н.П. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин: 2-е изд., перераб. и доп. –
К.: Вища школа, 1978