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.

Данные

Длина стрелы - L=34.5 м

Скорость подъема стрелы - х=0,09 м/с

Температура рабочей жидкости - t=-5…45о С

Координаты насоса - x=0; y=0; z=1,5;

Координаты двигателя - x=0; y=5; z=1,5

1. Расчет основных параметров гидроцилиндра

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 хпор ,м/мин - скорость движения поршня;

Sп ,м2 - площадь поршневой полости.

Вычисляем условный проход:

; (4)

где Q, л/мин - подача насоса;

хж =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 д=7 мм

Проверяем шток на устойчивость при сжатии

Условие устойчивости штока:

; (6)

где ц - коэффициент снижения допускаемых напряжений;

Rm=221МПа - для стали 45.

Находим диаметр штока из условия:

; (7)

Принимаем d=110 мм

; (8)

где л - гибкость материала.

цпри л=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/js7 [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 через открытый гидрозамок, 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 термоклапан КТер 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 пневмоколесном ходу большой грузоподъемности.

Принимаем аксиально-поршневой насос НАР 125/200 у которого:

V=125см3; Qн=178 л/мин; Qmin=10 л/мин; Pн=20МПа; Pmax=25МПа; зоб=0,96; зпол=0,9. Выбираем гидрораспределитель Г72-35 у которого dу=32мм, Q=160…320 л/мин, Дp=0.6МПа, допустимые утечки Qут=306 см3/мин. Выбираем гидрозамок типа 1КУ32 : dу=32мм, Qmax=250 л/мин, Р=32МПа, Дp=0.7МПа. Предохранительный клапан - МКПВ по ТУ2-053-1737-85. Принимаем фильтр Ф7М (dу=32мм, Q=170 л/мин, при тонкости 0,25мм; Дp=0.06МПа,).

Принимаем трубопровод из стальных бесшовных холоднодеформируемых труб o40*4 по ГОСТ 8734-75. Рукава высокого давления принимаем по ГОСТ 6286-73 o32 группы В тип 2 20/12 ; минимальный радиус перегиба 240о.

Принимаем индустриальное масло И-40А по ГОСТ 20799-75 с=895кг/м3, н=35…43 сСт при t=200…-15оС.

Расчёт потерь давления

Суммарные потери в гидросистеме рассчитываются по формуле:

; (9)

где ДРl , МПа- потери давления по длине трубопровода;

ДРап - потери давления в аппаратах;

ДРм - потери давления на переходных участках (местные потери).

1. Потери давления при t=5оС

Определяем режим течения жидкости в трубопроводе по формуле:

; (10)

где Q, л/мин - подача насоса;

dу , мм - условный проход;

н, 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;

с,кг/м3 - плотность жидкости;

л - коэффициент гидравлического трения при турбулентном течении жидкости.

Определяем число Ренольса:

Т.к. Re >2300 то течение жидкости в трубопроводе турбулентное. Для турбулентного течения л 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 о - местные потери

о1 = 0,3 - потери при повороте трубопровода на 90 оС

о2 = 0,3 - потери при резком сужении трубопровода

о3 = 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=45оС

Определяем число Ренольса:

;

Потери при нагнетании:

Потери на сливе:

Потери в аппаратах:

Потери в клапанах незначительны, поэтому мы ними пренебрегаем.

;

Местные потери вычисляем по формуле:

;

где о - местные потери.

Суммарные потери давления при нагнетании:

Суммарные потери давления на сливе:

Проверяем толкающее усилие при температуре масла t=5оС:

Проверяем толкающее усилие при температуре масла t=45оС:

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;

Vв - объем при сжатии.

Полный объем бака равен:

; (15)

Определяем приращение объема рабочей жидкости в баке при расширении:

; (16)

где Vo=Vб - начальный объем жидкости;

л=7*10-4град-1 - коэффициент объемного расширения;

Дt - изменение температуры.

Определяем приращение объема рабочей жидкости в баке при сжатии:

; (17)

где в=200-1 - коэффициент объемного сжатия;

ДР - 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 Дt определяем по формуле:

; (19)

где tж,max - максимальная температура жидкости;

tв,ср. =40?С - 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;

хп - скорость движения поршня;

з=0,9…0,95 - полный к.п.д. цилиндра.

kу - коэффициент теплопередачи, от рабочей жидкости в окружающий мир, kу=15 Вт/м2 оС;

Дt - разность температур.

Определяем мощность развиваемую цилиндром:

; (23)

где ДРнагн. - 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=0,75хв0,78, при хв>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

5. Ткачев А.В. Конспект лекций по дисциплине “ Гидравлические и пневматические приводы машин ” - О:ОНПУ, 2001 - 77с.