Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Гидропневмоавтоматика и гидропневмопривод» МЕХАНИКА ЖИДКОСТИ И ГАЗА Методические указания к выполнению курсовой работы М и н с к Б Н Т У 2 0 1 1 Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Гидропневмоавтоматика и гидропневмопривод» МЕХАНИКА ЖИДКОСТИ И ГАЗА Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов специальности 1-36 01 07 «Гидропневмосистемы мобильных и технологических машин» М и н с к Б Н Т У 2 0 1 1 УДК 532.5 (075.8) ББК 22.253 М 55 С о с т а в и т е л ь И.А. Веренич Р е ц е н з е н т ы : Г.П. Грибко, Л.А. Глазков Методические указания содержат правила выполнения и оформ- ления курсовой работы, примерную тематику индивидуальных за- даний по курсовой работе, пример гидравлического расчета ходо- вой системы комбайна, список рекомендуемой литературы. Задание по курсовой работе включает в себя гидравлический расчет гидро- или пневмосистемы и в зависимости от сложности системы может дополняться задачами из других разделов дисциплины, например, потенциальных течений, течений в пограничном слое, течения газа в каналах переменного сечения, обтекания жидкостью тел различ- ной формы. Курсовая работа выполняется с обязательным приме- нением современных информационных технологий, справочной литературы и нормативных документов. © БНТУ, 2011 3 ВВЕДЕНИЕ Методические указания разработаны в соответствии с типовой учебной программой дисциплины «Механика жидкости и газа» и образовательного стандарта специальности 1-36 01 07 «Гидропнев- мосистемы мобильных и технологических машин». Целью курсовой работы является закрепление теоретических зна- ний по дисциплине «Механика жидкости и газа», выработка навыков творческой деятельности, овладение основными методами решения типовых задач, необходимых для постановки и решения сложных задач, связанных с проектированием и расчетом гидромашин, гидро- аппаратов, гидро- и пневмосистем различного назначения – систем гидро- и пневмоприводов мобильных и технологических машин, си- стем смазки, систем охлаждения, систем водоснабжения и др. Задачи курсовой работы. Практически усвоить порядок гидрав- лического расчета систем гидро- и пневмоприводов, расчетов про- стых и сложных трубопроводов, выбора насосного оборудования, составления математических моделей при различных режимах тече- ния жидкости, расчета потенциальных течений и течений в погра- ничном слое; научиться использовать математические модели гидро- механических процессов и приобрести исследовательские навыки для углубленного изучения отдельной темы или раздела дисциплины. Курсовая работа выполняется по индивидуальным заданиям, от- носится к контролируемой самостоятельной работе студента, может включать элементы научно-исследовательской работы и различные проектные технологии. Ход выполнения курсовой работы отража- ется в графиках текущей успеваемости и обсуждается на заседаниях кафедры. Выполненная курсовая работа допускается к защите руководите- лем работы соответствующей надписью «К защите» на обложке по- яснительной записки. Записка подписывается также студентом – автором работы. Диагностика компетенций студента и оценка уров- ня знаний проводится по десятибалльной шкале при защите курсо- вой работы в комиссии, в состав которой входят руководитель кур- совой работы и один-два преподавателя кафедры. 4 1. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КУРСОВОЙ РАБОТЕ 1.1. Содержание и объем пояснительной записки Пояснительная записка включает: – титульный лист стандартного образца; – задание по курсовой работе стандартного образца; – реферат; – содержание; – введение (цели курсовой работы); – описание принципиальной схемы гидро- или пневмосистемы; – методику гидравлического расчета системы; – алгоритм решения задачи (если задача решена с применением ЭВМ); – результаты гидравлического расчета системы и их анализ; – выводы и рекомендации; – список использованных источников, в том числе нормативных и справочных. Если курсовая работа включает в себя решение задач из других разделов дисциплины, то аналогично в пояснительную записку включаются описание принципиальной схемы, методика гидравли- ческого расчета, алгоритм решения задач и результаты расчета для этих задач. Пример оформления обложки пояснительной записки, титульно- го листа и задания по курсовой работе приведены в СТП БНТУ 3.01–2003 «Курсовое проектирование. Общие требования и правила оформления». Реферат должен содержать: – сведения об объеме пояснительной записки, количестве иллю- страций, таблиц, приложений, использованных источников; – перечень ключевых слов; – текст реферата. Пример структуры реферата представлен в приложении А. Во введении могут быть отражены исторические сведения раз- вития науки «Механика жидкости и газа», ее роль в развитии тех- ники, основные проблемы современной гидромеханики и др. При описании принципиальной схемы гидро- или пневмоси- стемы мобильной или технологической машины студент дает по- 5 дробное описание схемы, анализирует наличие местных сопротив- лений, наличие участков «длинных» и «коротких» трубопроводов, наличие и количество разветвлений и параллельных трубопроводов. Методика расчета выбирается исходя из описания гидравличе- ской системы и на основании данных индивидуального задания по курсовой работе. Алгоритм решения задачи на ЭВМ оформляется в соответ- ствии с требованиями стандарта. Все расчеты ведутся в системе СИ. Расчетные значения парамет- ров округляются до величин, рекомендуемых нормативными доку- ментами и справочными данными. Обязательно наличие ссылок на литературные источники, из которых взята формула, значения ко- эффициентов или рекомендации. Анализ результатов расчета должен быть подробным и отражать обоснованность исходных данных и принятых допущений при расчете. В выводах (заключении) отражаются основные результаты рас- четов, даются рекомендации по изменению схемы гидро- или пнев- мосистемы для улучшения ее функционирования или повышения КПД системы. 1.2. Правила оформления пояснительной записки Текст курсовой работы должен быть набран в редакторе MS Word 2003 и выше; шрифт Times New Roman, 12 pt; выравнивание по ширине страницы; автоматическая расстановка переносов; меж- строчный интервал – 1,5, абзацный отступ – 5 мм; поля верхнее, нижнее и левое – 20 мм, правое – 10 мм, расстояние от края до ко- лонтитулов – 20 мм; схемы, графики и диаграммы черно-белые или цветные; формулы в тексте набираются с помощью встроенного в MS Word редактора формул Microsoft Equation, стиль математиче- ский, размер по умолчанию. Параметры для Microsoft Equation при наборе формул следующие: шрифт Times New Roman, величины пе- ременных набираются курсивом. При использовании кириллицы и греческих букв для написания обычного текста и текста нижних индексов начертание букв – прямое (кроме переменных). Наимено- вания «Реферат», «Содержание», «Введение», «Выводы», «Литера- тура» служат заголовками структурных элементов записки, каждый из которых начинается с новой страницы. 6 Допускается оформление пояснительной записки от руки. Основная часть пояснительной записки делится на разделы и подразделы. Наименование раздела должно соответствовать наиме- нованию в задании на курсовую работу. Каждый раздел начинается с новой страницы. Разделы и подразделы нумеруются арабскими цифрами и записываются с абзацным отступом. Разделы и подраз- делы должны иметь заголовки. Если заголовок состоит из двух предложений, их разделяют точкой. Нумерация страниц – в центре нижней части страницы. Номер страницы на титульном листе не проставляют, но включают в об- щую нумерацию. Иллюстрации следует располагать непосредственно после пер- вого упоминания в тексте или на следующей странице. Допускается выполнение схем, графиков, диаграмм посредством использования компьютерной техники. Для рисунков можно применять сквозную нумерацию: «Рисунок 1», «Рисунок 2» и т. д. Если курсовая работа состоит из нескольких задач, то нумерация иллюстраций осуществ- ляется в пределах разделов (задач): «Рисунок 1.1», «Рисунок 2.1». Иллюстрации, при необходимости, могут иметь наименования и подрисуночный текст. Слово «Рисунок» и наименование помещают после пояснительного текста, например: «Рисунок 2.3 – Диаграмма распределения давления на цилиндре». При ссылках на иллюстрации в тексте пишут «…из рисунка 2.3 следует». Таблицы располагают непосредственно после первого упоми- нания в тексте или на следующей странице. Допускается применять в таблице шрифт меньший, чем в тексте. Таблицы имеют нумера- цию и название, например: Таблица 2 – Результаты гидравлического расчета Уравнения и формулы выделяют из текста в отдельную строку. Пояснение символов и коэффициентов следует приводить непо- средственно под формулой в той же последовательности, в которой они даны в формуле. Формулы должны иметь нумерацию арабски- ми цифрами в круглых скобках в крайнем правом положении стро- 7 ки. Ссылки в тексте на формулу дают в виде «…из формулы (10) следует» или «… расчет диаметра трубопровода проводим по фор- муле (5)» и т. д. Ссылки на литературные источники следует приводить в квадратных скобках, например: «…методика гидравлического рас- чета сложного трубопровода приведена в работе [2]». Список ис- пользованных источников нумеруется арабскими цифрами без точ- ки и печатается с абзацного отступа. 2. ПРИМЕРНАЯ ТЕМАТИКА КУРСОВЫХ РАБОТ 1. Гидравлический расчет сложного трубопровода подачи воды (газа). 2. Расчет и построение характеристики насосной установки. 3. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода рулевого управления мобильной машины. 4. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода хода мобильной или сельскохозяйственной машины. 5. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода строительно-дорожной машины, погрузчика. 6. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода навесного оборудования трактора. 7. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода опрокидывающего механизма автомобиля-самосвала. 8. Расчет и построение статической характеристики объемного гидропривода технологической машины, станка. 9. Гидравлический расчет пневматического привода тормозов. 10. Гидравлический расчет системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания (ДВС). 11. Гидравлический расчет системы смазки ДВС. 12. Гидравлический расчет системы смазки станка. 13. Гидравлический расчет системы питания ДВС. 14. Расчет ламинарного пограничного слоя. 15. Расчет движения газового потока в каналах переменного се- чения. 16. Расчет обтекания цилиндра потоком жидкости с циркуляцией. 17. Расчет гидродинамической смазки подшипника скольжения. 8 3. ПРИМЕР РАСЧЕТА ГИДРОПРИВОДА ХОДА КОМБАЙНА Задание Выполнить статический расчет объемного гидропривода ходовой системы свеклоуборочного комбайна (предварительный и повероч- ный гидравлические расчеты). Схема гидравлическая принципиаль- ная ходовой системы приведена на рисунке 1. Приведенная схема – на рисунке 2. Параметры ходовой системы представлены в таблице 1. Рисунок 1 – Схема гидравлическая принципиальная ходовой системы 9 БР1, БР2 – бортовые редукторы; ДВС – двигатель внутреннего сгорания; К1, К2 – коле- са; М1, М2, М3, М4 – гидромоторы; Н1, Н2 – насосы; РЕД – редуктор привода насосов Рисунок 2 – Приведенная схема ходовой системы комбайна Таблица 1 – Параметры ходовой системы Обозначение на схеме Характеризующий параметр Значение параметра Примечание Привод насосной станции Двигатель внутреннего сгорания (ДВС) номинальная мощность 315 кВт номинальная ча- стота вращения 1800 об/мин рабочая частота вращения (реко- мендуемая на тех- процессе, соответ- ствующая макси- мальному момен- ту двигателя) 1400 об/мин 10 Продолжение табл. 1 Обозначение на схеме Характеризующий параметр Значение параметра Примечание РЕД – редуктор привода насосной станции передаточное число 0,7632 (1,31027) Повышающий обороты Передний мост Н1 – гидронасос максимальный рабочий объем 135 см3 бесступенчатое регулирование рабочего объема КПД механический 0,93 КПД объемный 0,95 частота вращения 2358 об/мин, (1834 об/мин) ММ1 – гидромотор рабочий объем 105–39 см3 бесступенчатое регулирование рабочего объема КПД механический 0,95 КПД объемный 0,96 максимальная частота вращения, ограниченная программно 3000 БР1 – бортовой редуктор передаточное число 51,2 КПД механический 0,819 K1 – колесо статический радиус 0,895 м давление в шине 0,3 МПа Задний мост Н2 – гидронасос максимальный рабочий объем 135 см3 бесступенчатое регулирование рабочего объема КПД механический 0,93 КПД объемный 0,95 частота вращения 2358 об/мин (1834 об/мин) ММ2 – гидромотор рабочий объем 105–39 см3 бесступенчатое регулирование рабочего объема КПД механический 0,95 КПД объемный 0,96 максимальная частота вращения, ограниченная программно 3000 11 Окончание табл. 1 Обозначение на схеме Характеризующий параметр Значение параметра Примечание БР2 – бортовой редуктор передаточное число 40,5 КПД механический 0,819 K2 – колесо статический радиус 0,690 м давление в шине 0,4 МПа 3.1. Описание принципиальной схемы гидропривода Система гидропривода включает в себя четыре регулируемых реверсивных гидромотора, два реверсивных регулируемых насоса с насосами подпитки, соединительные трубопроводы и регулирую- щую гидроаппаратуру. Регулируемые реверсивные насосы работа- ют на гидромоторы привода колес переднего неуправляемого моста и гидромоторы привода колес заднего управляемого моста. Гидро- моторы передают крутящие моменты на колеса комбайна через бортовые редукторы. Привод насосов осуществляется от ДВС через редуктор привода насосной установки. Применение регулируемых насосов и гидромоторов дает возможность большого диапазона ре- гулирования частоты вращения и момента. Такая схема позволяет выполнить движение комбайна с максимальным моментом при ми- нимальной скорости (например, при трогании с места). Мощность насосной установки привода хода комбайна определяется по сум- марной мощности одновременно работающих гидродвигателей. Ис- ходными данными для определения мощности являются результаты кинематического и динамического расчетов комбайна. Для получе- ния максимального КПД гидропривода хода комбайна давление и подача насосов должны быть близки к номинальным. 3.2. Основные требования, предъявляемые к рабочим жидкостям Рабочая жидкость должна обладать: – пологой вязкостно-температурной характеристикой в пределах эксплуатационного диапазона температур; 12 – нейтральностью к материалам уплотнений; – антикоррозионными свойствами; – негорючестью; – экологической безопасностью и безвредностью для человека; – достаточной смазывающей способностью; – высоким модулем упругости; – достаточной стабильностью в сохранении своих свойств при хранении и в условиях эксплуатации. Подробные рекомендации по выбору рабочей жидкости приве- дены в работах [1, 2, 3]. 3.3. Методика предварительного расчета гидропривода При предварительном расчете выбирают номинальное давление и диапазон регулирования подачи насосов и расхода через гидромо- торы, определяют расходы рабочей жидкости в гидромоторах и па- раметры гидромашин, выбирают типоразмерный ряд гидромашин, номенклатуру гидроаппаратов и тип рабочей жидкости, оценивают тепловой режим привода при установившихся режимах. Номинальное давление pном (МПа) выбирают из ряда по ГОСТ 12445–80 исходя из технических параметров выпускаемого гидро- оборудования. Рекомендуется выбирать pном из следующего ряда давлений: 0,1; 0,16; 0,25; 0,4; 0,63; 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10; 12,5; 16; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250. Из анализа существующих и перспективных объемных транс- миссий мобильных и сельскохозяйственных машинах наиболее приемлемыми гидромашинами привода хода комбайна являются регулируемые аксиально-поршневые насосы и гидромоторы с но- минальным давлением pном = 32–40 МПа [4, 5, 6, 7, 8]. Диапазон регулирования подачи насосов и расхода через гидро- моторы должен обеспечить такие числа оборотов вала гидромото- ров, чтобы скорость движения комбайна была равна значениям, указанным в техническом задании (ТЗ). Согласно ТЗ транспортная скорость движения комбайна равна 0–25 км/ч (0–5,52 м/с), а рабо- чая скорость – 0–10 км/ч (0–2,78 м/с). Гидромоторы. Основными параметрами гидромоторов явля- ются рабочий объем Vгм, перепад давления ∆pгм при установивших- ся режимах, а производными параметрами – расход рабочей жидко- 13 сти, поступающей в гидромотор Qгм и диапазон регулирования рас- хода ДQ гм = Qгм min/Qгм max при pном. При выборе гидромоторов необходимо учитывать и следующие параметры: – число оборотов и диапазон скорости вращения; вращающий момент и мощность при пиковом режиме работы; – вид нагрузки (постоянная или изменяющаяся); – режим работы привода, т. е. коэффициент использования = (рабочее время)/(общее время); – постоянный или регулируемый рабочий объем; – угловое ускорение; – время срабатывания систем управления и регулирования; – величина пускового момента; – равномерность вращения в нижнем диапазоне скорости вращения; – вид рабочей жидкости (минеральное масло, синтетическая или полусинтетическая рабочая жидкость). При выборе гидромотора следует учитывать механические поте- ри на трение, потери напора на дросселирующих элементах при из- менении поперечного сечения канала, потери на утечки, потери на сжимаемость рабочей жидкости; гидромеханические потери. Предварительный выбор ведется по максимальному расчетному рабочему объему V0 гм, значение которого определяется по величине максимального момента Mгм max на валу гидромотора и расхода ра- бочей жидкости Qгм из условия обеспечения необходимой частоты вращения вала мотора nгм. Требуемый момент на валу гидромотора Mгм тр определяем из формулы энергетического баланса привода хода комбайна с учетом КПД (ηрб) бортового редуктора. На основании равенства мощности для каждой опоры Mк ωк/ηрб = Mгм тр ωгм. (1) Тогда требуемый момент на валу гидромотора Mгм тр = Mк (ωк / ωгм) (1 / ηрб) = = Mк (nк / nгм) (1/ηрб) = Mк / (iрб ηрб), (2) где Mгм, Mк – момент на валу гидромотора и момент сопротивления колеса соответственно; 14 ωк – угловая скорость колеса (ωк = 2πnк); ωгм – угловая скорость вала гидромотора (ωгм = 2πnгм); iрб = ωгм / ωк = nгм / nк – передаточное число бортового редукто- ра; nк – число оборотов колеса; nгм – число оборотов вала гидромотора; ηрб – КПД бортового редуктора. Момент сопротивления колеса находим из условия сцепления колеса с почвой (дорогой) по формуле Mк = R rк φк, (3) где R – нагрузка на опору; rк – статический радиус колеса; φк – коэффициент сцепления колеса с почвой (дорогой). Значения коэффициента сцепления колеса с почвой (дорогой) φк выбирают исходя из условий движения комбайна согласно реко- мендациям [9]. Теоретическая угловая скорость колеса ωк определяется по ско- рости υк поступательного движения комбайна и статическому ради- усу колеса rк: ωк = υк / rк. (4) Число оборотов колеса nк = ωк /2π = υк / (2π rк). (5) Необходимое число оборотов вала гидромотора nгм = nк iрб = υк iрб / (2π rк). (6) Теоретический момент, развиваемый гидромотором: Mгм = ∆pгм Vгм / (2π), (7) а с учетом механического КПД гидромотора ηм гм: 15 Mгм = ∆pгм Vгм ηм гм / (2π). (8) Требуемый рабочий объем мотора Vгм тр находим из условия Mгм = Mгм тр: Vгм тр = 2π Mгм тр / (∆pгм ηм гм). (9) Максимальный рабочий объем мотора Vгм max определяют при Mгм тр max. Тогда Vгм max = 2π Mгм тр max / (∆pгм ηм гм), (10) где Mгм тр max = Mк max (1/iрб) (1/ηрб) = ∆pгм Vгм max ηм гм / (2π); (11) ηм гм – механический КПД гидромотора (для аксиально-порш- невых гидромашин принимают ηм гм = 0,9–0,95 [1]). Для регулируемых гидромоторов вводится безразмерный пара- метр егм регулирования рабочего объема, равный отношению теку- щего значения рабочего объема V0 гм к максимальному его значе- нию V0 гм max, т. е. [2]: егм = V0 гм / V0 гм max. (12) Расход рабочей жидкости определяют для каждого гидромотора, исходя из требуемых максимальных скоростей вращения вала гид- ромотора [1]: Qгм = Vгм nгм / ηо гм, (13) где Vгм – рабочий объем гидромотора; nгм – число оборотов вала гидромотора; ηо гм – объемный КПД гидромотора. При известном рабочем объеме гидромотора Vгм и моменте на его валу Mгм из зависимости (8) можно найти перепад давления на гидромоторе: 16 ∆pгм = 2π Mгм / (Vгм ·ηм гм). (14) Перепад давления на гидромоторе ∆pгм принимают на 10–20 % ниже pном [7] с предварительным учетом потерь давления в гидро- агрегатах, местных сопротивлениях, трубопроводах и рукавах вы- сокого давления. По рассчитанным Vгм max и перепаду давления на гидромоторе ∆pгм из каталогов [5, 6, 7, 8] выбирают типоразмеры гидромоторов. Насосы. Основными параметрами насосов являются рабочий объем Vн, номинальное давление pн ном, частота вращения привод- ного вала насоса nн, а производными параметрами – подача насоса Qн и диапазон регулирования подачи ДQн = Qн min /Qн max при pном. Для расчета в качестве номинального давления, развиваемого насо- сами, используют предварительно выбранное номинальное давле- ние в гидроприводе pном = 32–40 МПа. Для правильного выбора типоразмеров насосов необходимо обеспечение максимальных моментов и скоростей вращения валов гидромоторов. Номинальной подачей насоса является сумма расхо- дов параллельно включенных гидромоторов: Qн ном = ∑ Qгм i (i = 1…n). (15) Номинальная подача насоса Н1 системы привода хода комбайна (рисунок 1) равна сумме расходов двух параллельно включенных гидромоторов М1 и М2 для привода колес переднего моста, а пода- ча насоса Н2 – сумме расходов двух параллельно включенных гид- ромоторов М3 и М4 для привода колес управляемого моста, т. е.: Qн1 = Qгм1 +Qгм2; (16) Qн2 = Qгм3 + Qгм4. (17) С другой стороны, подача насоса Qн = Vн nн ηо н = Vн ηо н nдвс / iрн, (18) где Vн – рабочий объем насоса; nн – число оборотов приводного вала насоса; 17 nдвс – число оборотов вала двигателя внутреннего сгорания; iрн – передаточное число редуктора привода насосной станции; ηо н – объемный КПД насоса. Требуемый рабочий объем насоса определяют из условия обес- печения максимальной подачи: Vн = Qн max · iрн / (nдвс ηо н). (19) Безразмерный параметр ен регулирования рабочего объема насо- са равен отношению текущего значения рабочего объема насоса Vо н к максимальному его значению Vо н max, т. е. [1]: ен = Vо н / Vо н max. (20) Значение подачи насоса подпитки в замкнутом контуре гидро- привода должно быть больше или равно суммарному значению уте- чек в насосе и гидромоторах, т. е. Qн п ≥ ∑ Qут. При использовании в системе подпитки теплообменников для обеспечения теплового ре- жима в основном контуре подачу насоса подпитки следует увели- чить от Qн п = 0,15 Qн до Qн п = 0,20 Qн [8]. После определения рабочего объема насоса Vн из каталогов [5, 6, 7, 8 и др.] выбирают типоразмер насоса, имеющий ближайший боль- ший рабочий объем или ближайшую большую подачу с учетом то- го, что требуемая частота вращения вала насоса nн должна быть близка к номинальной для выбранного типа насоса. Мощность привода насосов с регулятором мощности, которые применены в приводе хода комбайна, определяется по следующей зависимости [8]: Nпр.н = Qн · pн iрн / (ηобщ.п·ДQн); или Nпр.н = Qн · pн iрн / ηобщ.п, (21) где iрн – передаточное число редуктора привода насосной станции; ηобщ.п – общий КПД привода (для привода с аксиально- поршневыми насосами ηобщ.п ≈ 0,75–0,8); ДQн – диапазон регулирования подачи насосов. 18 При предварительном расчете значение мощности насоса можно принять из технической характеристики выбранного насоса при но- минальных параметрах. Коэффициент полезного действия всего гидропривода ηгп равен произведению полных КПД всех гидромашин m [2]: ηгп = Π (ηн ηгм ηтр) i (i = 1…m), (22) где ηн = ηо н ηг н ηм н, – полный КПД насоса; ηгм = ηо гм ηг гм ηм гм – полный КПД гидромотора; ηтр – гидравлический КПД, учитывающий потери в трубопроводах; ηо н, ηо гм – объемный КПД насоса и гидромотора; ηг н, ηг гм – гидравлический КПД насоса и гидромотора; ηм н, ηм гм – механический КПД насоса и гидромотора соответ- ственно. Для предварительного расчета можно принять механические КПД гидромотора ηм гм и насоса ηм н равными 0,9 и 0,98 [6, 7, 8]; объем- ные КПД ηо гм и ηо н аксиально-поршневых гидромоторов и насосов равными 0,9 и 0,95 [6, 7, 8]; гидравлические КПД гидромоторов ηг гм и насосов ηг н равными 0,990 и 0,995 (их относят к механическому КПД и в расчетах не учитывают) [6, 7, 8]. Полный КПД аксиально- поршневых насосов ηн и гидромоторов ηгм с регулируемыми рабо- чими объемами и максимальным давлением до 45 МПа составляет 0,9–0,92 [6]. С целью расширения диапазона регулирования скорости движе- ния комбайна в приводе хода регулирование осуществляется изме- нением рабочих объемов насоса и гидромотора. Регулирование вы- полняется последовательно в два этапа. Если требуется постепенно увеличить скорость движения комбайна, следовательно, и скорость вращения вала гидромотора до nгм max (при трогании с места и раз- гоне комбайна), то регулирование выполняют в следующем поряд- ке: насос устанавливают в положение нулевого рабочего объема, а гидромотор – в положение максимального, ДВС выводят на задан- ную постоянную частоту вращения; рабочий объем насоса посте- пенно увеличивают до максимального, вследствие чего скорость вала гидромотора возрастает до значения, соответствующего номи- нальной мощности привода; на втором этапе увеличивают скорость вращения вала гидромотора, а следовательно и скорость движения 19 комбайна, уменьшением рабочего объема гидромотора до мини- мального значения, ограниченного началом неустойчивой работы. Первый этап разгона происходит при постоянном моменте Mгм и возрастающей мощности привода. Второй этап характеризуется уменьшением крутящего момента при постоянной мощности. При таком регулировании и закрытых клапанах число оборотов вала гидромотора получаем из условия равенства подачи Qн насоса и расхода Qгм через гидромотор, т. е. Qн = Qгм. Тогда число оборо- тов вала гидромотора [4] nгм = nн [(ен / егм)·(Vн / Vгм)] ηо н ηо гм. (23) Для аксиально-поршневых гидромашин параметры регулирова- ния ен и егм принимают равными 0,3–1,0 [6]. Другие гидравлические агрегаты выбирают по величине макси- мального расхода, проходящего через агрегат, и величине допусти- мого давления. Основными параметрами гидроагрегатов являются номинальное давление pном диаметр условного прохода Dу, номи- нальная тонкость фильтрации рабочей жидкости δном, вместимость гидробака Wб. Так как гидропривод хода является приводом с за- мкнутой циркуляцией рабочей жидкости и основной бак отсутствует, то вместимость гидробака определяется объемом жидкости в поло- стях вспомогательных контуров, т. е. объемом контуров подпитки Wн.п. При выборе фильтров тонкость фильтрации принимается с уче- том технических требований по эксплуатации гидромашин и гидро- агрегатов, применяемых в гидроприводе. Типоразмер фильтра вы- бирают, исходя из его пропускной способности и климатических условий эксплуатации [1, 2, 5, 8]. Предварительный расчет завершается подбором трубопроводов и рукавов высокого давления, длины которых определяются компо- новкой и расположением гидромашин и гидроагрегатов. Типораз- мер любого трубопровода характеризуется диаметром условного прохода Dу, как правило, равным внутреннему диаметру трубопро- вода d. Предварительный выбор условного прохода трубопровода делают по расходу Q и скорости потока рабочей жидкости υ c уче- том условных проходов гидрооборудования, соединяемого трубо- проводом, с целью исключения дополнительных переходников и 20 потерь давления. Расчет условного прохода трубопровода опреде- ляют из зависимости Dу = (4 Q / π υ) ½. (24) Поперечное сечение трубопровода d ≥ (4 Q / π υmax) ½. (25) Рекомендуемые значения расхода и максимальной скорости ра- бочей жидкости для ряда условных проходов всасывающих, слив- ных и напорных трубопроводов в зависимости от номинального давления и климатических условий эксплуатации приведены в [8] (таблица 7.1, с. 253). Рекомендуется: – для всасывающих трубопроводов υmax = 0,5–1,0 м/с; – для нагнетательных трубопроводов υmax = 5–10 м/с; – для сливных υmax = 1,5–3 м/с. Более точно диаметр трубопровода определяется при уточнен- ном расчете. Полученные значения диаметров трубопроводов округляются до ближайшего большего значения в нормальном ряду по ГОСТ 116516–80. Таким образом, для выбора гидромашин, гидроаппаратов и вспомогательного оборудования принимают максимальные значе- ния рассчитанных параметров, при этом учитывают, что для обес- печения регламентированного ресурса и КПД требуемая скорость вращения валов гидромашин не должна превышать номинальной. 3.4. Тепловой режим гидропривода Обеспечение оптимального теплового режима гидропривода яв- ляется обязательным условием нормального функционирования при- вода. Повышение температуры уменьшает вязкость рабочей жидко- сти и увеличивает объемные утечки, снижает антиокислительные свойства жидкости и уменьшает период между заменой жидкости, увеличивает вероятность облитерации проходных щелевых каналов. Причиной нагрева являются объемные и гидромеханические потери в гидромашинах, наличие гидравлических сопротивлений в системе. Потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло: ∆N = Nпр.н – Nпол.гм = Nпр.н (1 – ηгп), (26) 21 где Nпр.н – мощность привода насосной установки; Nпол.гм – полезная мощность гидропривода; ηгп – полный КПД гидропривода. Количество тепла Епр, выделяемое в гидроприводе, принимают равным теряемой мощности ∆N: Епр = ∆N. (27) Повышение температуры ∆T рабочей жидкости до установивше- гося значения Тж может быть подсчитано по формуле ∆T = Тж – Тв = Епр / (∑Si ki), (28) где Тж – установившаяся температура рабочей жидкости в баке; Тв – температура окружающего воздуха; Епр – тепловой поток гидропривода, Вт; ∑Si – площадь внешней поверхности элементов гидропривода, м 2; ki – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окру- жающую среду, Вт/(м2 · °С). Коэффициент теплопередачи от бака в окружающую среду kб, Вт/(м2 · °С): kб = Епр /∑Sб (Тж – Тв), (29) где ∑Sб – площадь рабочей поверхности гидробака, м 2. Среднее значение коэффициента теплопередачи ki, Вт/(м 2 · °С): ki = [Епр dt – (∑ ci mi ) (Тж – Тв)] / [∑S i (Тж – Тв) dt], (30) где ci – средняя удельная теплоемкость элементов гидропривода, участвующих в теплопередаче, Вт /(кг · °С); mi – масса элементов гидропривода, участвующих в теплопере- даче, кг; ∆T – приращение температуры рабочей жидкости в гидробаке за время dt. Поскольку тепловые потери в процессе работы изменяются, то тепловой поток следует определять как средний за цикл, Вт: 22 Еср.ц = ∆N·R = (∆N1·∆t1 + ∆N2·∆t2 + + ∆N1·∆t1 + … + ∆Ni·∆ti)·R/∆t, (31) где ∆N – мощность, расходуемая на тепловые потери за цикл, Вт; R – коэффициент эквивалентности, для теплового потока в 1 ккал/ч, соответствующий мощности 1,163 Вт; ∆t – средняя продолжительность цикла, ч. Коэффициент Ki является условной величиной, значительно за- висящей от конструкции гидропривода и машины в целом. В ре- зультате исследований установлено, что Ki, отнесенный к поверх- ности бака, передающей тепло, и равный 15 Вт/(м2 · °С), является предельным для гидроприводов строительных и дорожных машин, в которых не применяются специальные средства для увеличения теплоотвода. Большие значения Ki характеризуют более совершен- ную конструкцию гидропривода по обеспечению теплоотвода за счет поверхностей охлаждения, не учтенных площадью гидробака. Условие приемлемости теплового режима в системе гидропри- вода: ∆Tуст ≤ ∆Tдоп = Тж max – Тв max, (32) где ∆Tуст – перепад температур между рабочей жидкостью и окру- жающим воздухом в установившемся режиме; ∆Tдоп – максимально допустимый перепад температур между рабочей жидкостью и окружающим воздухом; Тж max – максимально допустимая температура рабочей жидко- сти (должна соответствовать минимально допустимой вязкости, указанной в технических условиях на выбранный тип насосов и гидромоторов); Тв max – максимальная температура окружающего воздуха (соот- ветствует верхнему пределу рабочего температурного диапазона, указанного в заданных условиях эксплуатации машины). Площадь поверхности теплообмена, необходимая для поддержа- ния перепада ∆Tуст ≤ ∆Tдоп: Sтреб ≥ Епр / (kб ∆Tдоп). (33) 23 Если суммарная фактическая площадь Sпр теплоотдающих по- верхностей элементов гидропривода меньше требуемой по услови- ям теплообмена Sтреб необходимо увеличить эту площадь, напри- мер, введением оребрения бака или установкой теплообменника. Основными требованиями при выборе теплообменника должны являться наличие необходимой теплоотдающей поверхности SТ ≥ ≥ (Sтреб – Sпр) и соответствие проходящего через него потока рабо- чей жидкости номинальной величине, указанной в технической ха- рактеристике. При наличии принудительного обдува теплообменника площадь его теплоотдающей поверхности может быть уменьшена в соотно- шении Sт. обд = SтKб / Kт, (34) где Kт – коэффициент теплопередачи теплообменника в условиях принудительного обдува. Для предварительного расчета в диапазоне скоростей обдува vв = = 2–6 м/с можно принять Kт = 15–45 Вт/(м 2 · °С). Полученное в результате расчета значение площади SТ округля- ют до ближайшего значения в ряду серийно выпускаемых теплооб- менников и затем по нему выбирают нужный типоразмер. Продолжительность достижения установившегося теплового ре- жима гидропривода может быть определена с достаточной для практических целей точностью (±10 %) по формуле, полученной в предположении экспоненциального закона повышения температуры во времени: tуст = 2,3 ∑ iimc [ 1,3 + lg ( 1 – жmax доп T T∆ ) ] / (∑ iiSK ). (35) Установившийся тепловой режим можно характеризовать зави- симостью Тж = 0,95Tж max. (36) Охлаждение рабочей жидкости в неработающей машине проис- ходит при меньшем коэффициенте теплопередачи, чем в процессе 24 ее эксплуатации, вследствие уменьшения перепада температур окружающего воздуха и рабочей жидкости, отсутствия перемеши- вания жидкости в гидробаке и обдува внешней поверхности гидро- привода. Коэффициент Ki при охлаждении гидробака неработающей ма- шины, близкого по форме к кубу, принимается равным 5 Вт/(м2 · °С). Для баков с площадью охлаждаемой поверхности S > 10b2 (где b – размер меньшей грани бака) Ki = 6 Вт/(м 2 · °С). 3.5. Методика поверочного гидравлического расчета Как отмечалось ранее, поверочный расчет проводится для уточ- нения всех эксплуатационных параметров на наиболее характерных и ответственных режимах работы привода. Схема привода хода представляет собой сложный трубопровод с насосной подачей. По- верочный расчет проводится либо графоаналитическим методом для основных установившихся режимов работы привода хода ком- байна, либо аналитическим методом. Расчет ведут в следующей по- следовательности: 1. Принципиальную схему гидропривода заменяют расчетной, в которой отмечают каждое гидравлическое сопротивление. Затем полученную схему разбивают на простые трубопроводы. 2. Строят характеристику насоса в координатах p–Q с учетом масштаба по координатным осям. 3. Составляют аналитические уравнения потерь для каждого из простых трубопроводов. На основании полученных уравнений потерь для каждого про- стого трубопровода на графике координатах p–Q строят характери- стики простых трубопроводов. Суммарную характеристику слож- ного трубопровода получают сложением характеристик простых трубопроводов по правилам сложения последовательных и парал- лельных соединений трубопроводов. Замена принципиальной схемы (рисунок 1) гидропривода эквива- лентной. На рисунке 3 представлен один из возможных вариантов эквивалентной схемы. Из эквивалентной схемы видно, что рассмат- риваемый гидропривод представляет собой сложный трубопровод с последовательно-параллельным соединением участков гидропривода. 25 Построение характеристики насосной установки. Работа насосной установки, включающей аксиально-поршневые насосы с регулятором подачи, описывается уравнением Qну = Qр – kp (p – pp), (37) где kp – коэффициент, учитывающий работу регулятора; Qр – подача насоса; p – давление на выходе насоса; pp – давление настройки регулятора. 26 Н1, Н2 – насосы; М1, М2, М3, М4 – гидромоторы; lнп, lнл, l1, l2, l3, l4, l5, l6, l7, l8, lсп, lсл – трубопроводы; Р1, Р2 – распределители системы блокировки мостов Рисунок 3 – Приведенная эквивалентная схема привода Построение характеристики проводят в следующем порядке: – в координатах p–Q строят характеристику объемного насоса, принимая V0 = V0 max (линия 1 на рисунке 4); – по заданному значению pp на характеристике насоса (линия 1) находят точку С и величину Qр; 27 – задаваясь некоторым давлением p11 > pp, определяют положе- ние точки С11; – через точки С и С11 проводят линию СD (линия 2) до пересече- ния с осью p. Полученная характеристика насосной установки с регулятором по- дачи позволяет получать параметры при различных рабочих объемах. Рисунок 4 – Характеристика насосной установки с регулятором подачи Определение мощности гидропривода. Для определения потреб- ляемой гидроприводом мощности на характеристике насосной установки находят рабочую точку графическим сложением харак- теристик гидромоторов и характеристик трубопроводов. Рабочая точка может располагаться на участке АС характеристики насосной установки либо на участке СD (рисунок 5). Если рабочая точка R лежит на лини АС, то мощность насосной установки определяется по формуле [4] N = pн· Q т max / ηм, (38) где Q т max – максимальная теоретическая подача насоса; ηм – механический КПД насоса. 28 Рисунок 5 – Определение мощности гидропривода Если рабочая точка лежит на участке СD, то в этом диапазоне давлений регулятор подачи изменяет рабочий объем насоса, изме- няется теоретическая подача насоса и его характеристика. Новое значение теоретической подачи насоса можно получить графиче- ски, если через точку R' провести линию R'M параллельно АC. При этом считают, что при изменении рабочего объема объемные поте- ри не меняются [4]. Тогда N = p'н· Q ' т / ηм. (39) Построение характеристики трубопровода. Характеристикой трубопровода называется зависимость потерь давления ∆p от рас- хода Q в нем. Для построения характеристики трубопровода необ- ходимо определить все потери в нем и представить их в функции ∆p = f (Q). При гидравлических расчетах трубопроводов рассматри- вают простые и сложные трубопроводы. Простые – трубопроводы, которые не содержат разветвлений, они могут быть соединены так, что образуют последовательные или параллельные соединения. Если трубопровод имеет несколько труб, выходящих из одного места, он называется разветвленным. Трубо- провод, содержащий последовательные и параллельные соединения труб или разветвлений, называется сложным. 29 В основе расчета трубопроводов лежит формула Дарси для определения потерь давления ∆Pтр на трение по длине: 2 λ 2 ттр ρυ =∆ d l Ρ ; (40) и формула Вейсбаха для определения потерь на местных сопротив- лениях: 2 2 м ρυ ξ=∆Ρ , (41) где λт – коэффициент гидравлического трения по длине трубопро- вода; ξ – коэфициент местного сопротивления. Потери зависят от режима течения жидкости. Режим течения определяют по числу Рейнольдса: Re = υ·d / ν = 4·Q / π·d·ν, (42) где ν – кинематическая вязкость жидкости; υ – средняя скорость потока в трубопроводе; d – диаметр трубопровода; Q – расход через трубопровод. Если для круглого трубопровода Re ≤ 2300, то режим течения считают ламинарным, а если Re > 2300 – турбулентным. Для ламинарного режима течения λт определяют по формуле Стокса: λт = 64/ Re. (43) В практических расчетах с учетом теплообмена для рукавов вы- сокого давления λт = 75/ Re. (44) При ламинарном режиме течения потери давления на трение удобнее определять по закону Пуазейля: 30 4тр 128 d Ql р ⋅π ⋅⋅ρ⋅ν⋅ =∆ , (45) или 4 расч тр 128 d Ql р ⋅π ⋅⋅ρ⋅ν⋅ =∆ . (46) При турбулентном течении формулы Дарси и Вейсбаха выража- ют через расход и получают 42 2 ттр 8 d Q d l Ρ π ρ λ=∆ . (47) Коэффициент сопротивления трения λт , или коэффициент Дар- си, при турбулентном режиме в общем случае зависит от числа Рейнольдса Re и относительной шероховатости ∆/d. Для гидравли- чески гладких труб шероховатость на сопротивление не влияет и коэффициент λт однозначно определяется числом Re. Наиболее употребительной в этом случая является формула Блазиуса: 4т Re 316,0 =λ . (48) Универсальной формулой, учитывающей одновременно оба фак- тора, является формула Альтшуля: 25,0 т Re 68 11,0       ∆+=λ d . (49) При малых значениях Re и ∆/d вторым слагаемым можно прене- бречь и (49) обращается в (50). Наоборот, при достаточно больших Re и ∆/d первое слагаемое делается ничтожно малым и формула (49) принимает вид 31 4 т 11,0 d ∆ =λ . (50) Суммарная потеря давления в простом трубопроводе складыва- ется из потерь на трение по длине и местных потерь: ∑ ∑ ∑ π ρ⋅⋅       ξ+⋅λ=∆+∆=∆ 42 2 мтр 8 d Q d l ΡΡΡ . (51) Формула (51) в принципе справедлива для обоих режимов тече- ния, однако при ламинарном режиме чаще используют формулу (45) с заменой в ней фактической длины трубопровода расчетной, равной экрасч lll += , где lэк – длина, эквивалентная всем местным гидравлическим со- противлениям. Если в трубопроводе необходимо обеспечить расход жидкости Q, то необходимое для этого давление Рпотр в начальном сечении определяется по формуле ∑∆+= ΡΡΡ стпотр , (52) где Рст – давление, необходимое для преодоления статической нагрузки – момента на валу гидромотора: )/(2 м0гмст η⋅⋅π⋅= VΜΡ ; (53) ∑∆Ρ – суммарные потери давления на сопротивлениях в трубо- проводе. Потери выражают через расход, и тогда формула (52) принимает вид mkQΡΡ += стпотр . (54) С достаточной степенью точности можно принять: для ламинарного режима 32 1 , π ν128 4 расч = ρ⋅ = m d l k ; (55) для турбулентного режима течения 2 , π ρ8 ξλ 42т = ⋅       += ∑ m dd l k . (56) Согласно формулам (54)–(56), характеристики потребного дав- ления Рпотр = f(Q) и характеристики трубопроводов ∑ ϕ=∆Ρ (Q) при ламинарном режиме течения представляют прямые линии, а при турбулентном – квадратичные параболы. Если трубопровод состоит из п последовательно соединенных участков, то справедливы равенства    ∆++∆+∆=∆ ==== ∑ ∑ ∑ ∑ .... ;... 21 321 n n ΡΡΡΡ QQQQ (57) При параллельном соединении п трубопроводов (п – число раз- ветвлений)    ∆==∆=∆=∆ +++= ∑ ∑ ∑ ∑ ,... ;... 221 21 n n ΡΡΡΡ QQQQ (58) где Q – расход в точке разветвления. На равенствах (57) и (58) основывается способ построения ха- рактеристик сложных трубопроводов, состоящих из последователь- ных и параллельных соединений простых трубопроводов. Для того чтобы построить характеристику потребного напора (давления) сложного трубопровода, целесообразно: – представить трубопровод в виде соединения простых участков; – рассчитать и построить характеристики каждого простого участка трубопровода; – провести графическое сложение характеристик параллельных участков; 33 – провести графическое сложение последовательных участков. Если подача жидкости по трубопроводу осуществляется насосом с заданной характеристикой, то принцип расчета такого трубопро- вода заключается в совместном построении в координатах p–Q ли- нии потребного давления трубопровода и характеристики насоса. Точка пересечения этих линий соответствует рабочему режиму. 3.6. Результаты расчета гидропривода хода комбайна Предварительный расчет Исходными данными для расчета являются диапазоны скоростей движения комбайна и нагрузок на опоры, радиусы колес, переда- точное число бортовых редукторов, условия эксплуатации. С уче- том параметров ходовой системы комбайна (таблица 1), исходные данные для расчета представлены в таблицах 2 и 3. Таблица 2 – Исходные данные Состояние Нагрузка на опоры R, Н Максимальная ско- рость комбайна, υкmax, км/ч (м/с) Переднее левое, Rпл Переднее правое, Rпп Управляемый мост, Rу Суммарный вес ком- байна, H транспортная υк т max рабочая υк р max Пустой бункер, рабочий модуль опущен 44000 33200 134300 211500 25 (6,95) 10 (2,78) Полный бункер, рабочий модуль опущен 85700 74900 214200 374800 – 10 (2,78) Пустой бункер, рабочий модуль поднят 77400 66700 109300 253400 25 (6,95) 10 (2,78) 34 Полный бункер, рабочий модуль поднят 119100 108300 189200 416600 – 10 (2,78) Таблица 3 – Параметры ходовой части Обозначение Передний мост Управляемый мост Статический радиус колеса r, м 0,895 0,690 Коэффициент сцепления колеса с почвой (дорогой) φк 0,20; 0,40; (0,80) 0,20; 0,40; (0,80) Передаточное число бортового редуктора iрб 49,5 40,5 Механический КПД бортового редуктора ηрб мех 0,819 0,819 Номинальная частота (рабочая при максимальном моменте) вращения вала ДВС nДВС = 1800 (1400) об/мин Передаточное число (передаточное отношение) редуктора привода насос- ной станции iрн = 1,31027 (0,7632) Частота вращения приводного вала насоса nн = 1800 об/мин Температура окружающей среды 0–30 ºС Результаты расчета моментов на колесах по зависимости (1) и на валах гиромоторов по зависимости (2) при коэффициенте сцепления колеса с дорогой φк = 0,8 приведены в таблице 4, а числа оборотов колес и числа оборотов валов гидромоторов по зависимостям (5) и (6) представлены в таблице 5. Результаты расчета параметров гидро- моторов по зависимостям (7)–(14) представлены в таблице 6. Ре- зультаты расчета параметров насосов по зависимостям (15)–(19) при максимальных транспортных и рабочих скоростях комбайна (разных числах оборотов ДВС) приведены в таблицах 7 и 8. Мощ- ность привода насосной установки равна сумме мощностей двух насосов и определяется по зависимости (21). Таблица 4 – Результаты расчета моментов (φк = 0,80) Состояние Моменты на колесах Mк, Н·м Моменты на валах гидромоторов Mгм, Н·м Переднее левое, Переднее правое, Управляемый мост, привода переднего привода переднего привода управляемого 35 Mк пл Mк пп Mк у левого колеса Mгм пл правого колеса Mгм пп моста Mгм у 1 2 3 4 5 6 7 Пустой бункер, модуль опущен 31504,0 23771,0 74134,0 777,1 586,4 1117,.5*2 Окончание табл. 4 1 2 3 4 5 6 7 Полный бункер, модуль опущен 61361,0 53628,0 118238,0 1513,6 1322,8 1797,7*2 Пустой бункер, модуль поднят 55418,0 47757,0 60334,0 1366,9 1178,0 909,5*2 Полный бункер, модуль поднят 85276,0 77543,0 104438,0 2103,0 1912,7 1574,3*2 Таблица 5 – Результаты расчета числа оборотов Состояние Скорость ком- байна υк max, км/ч (м/с) Число оборотов колеса nк, об/мин (об/с) Число оборотов вала гидромотора nгм, об/мин (об/с) транс- портная υк т max рабо- чая υк р max Перед- них ко- лес, nк п Колес управ- ляемого моста, nк у Привода передних колес, nгм п Привода колес уп- равляемо- го моста, nгм у Пустой бункер, модуль опущен 25 (6,95) 74,16 (1,236) 96,24 (1,604) 3671 (61,182) 3898 (64,962) Полный бункер, модуль опущен 10 (2,78) 29,7 (0,495) 38,52 (0,642) 1470 (24,502) 1560 (26,001) Пустой бункер, модуль поднят 25 (6,95) 74,16 (1,236) 96,24 (1,604) 3671 (61,182) 3898 (64,962) Полный бункер, модуль поднят 10 (2,78) 29,7 (0,495) 38,52 (0,642) 1470 (24,502) 1560 (26,001) Таблица 6 – Результаты расчета параметров гидромоторов (φк = 0,20) Скорость ком- байна υк max, км/ч (м/с) Число оборо- тов вала гид- ромотора nгм, Рабочий объем моторов Vгм, см 3 Расход через гидромоторы Qгм, л/с 36 об/мин (об/с) транс- портная υк т max рабо- чая υк р max М1 и М2 М3 и М4 М1 М2 М3 и М4 М1 М2 М3 и М4 25 (6,95) 3671 (61,182) 3898 (64,962) 70,56 60,84 57,70 4,50 3,92 3,95 10 (2,78) 1470 (24,502) 1560 (26,001) 108,56 98,78 92,84 6,92 6,36 6,35 Таблица 7 – Результаты расчета параметров насосов (nДВС = = 1800 об/мин) Скорость комбайна υк max, км/ч (м/с) Число оборотов вала насоса nн, об/мин (об/с) Рабочий объем насоса Vн, см 3 Подача насоса Qн, л/с транспортная υк т max рабочая υк р max Н1 Н2 Н1 Н2 Н1 Н2 25 (6,95) 2358 2358 225,5 211,6 3,368 3,16 10 (2,78) 2358 2358 355,0 340,1 5,312 5,08 Таблица 8 – Результаты расчета параметров насосов (nДВС = = 1400 об/мин) Скорость комбайна υк max, км/ч (м/с) Число оборотов вала насоса nн, об/мин (об/с) Рабочий объем насоса Vн, см 3 Подача насоса Qн, л/с транспорт- ная υк т max рабочая υк р max Н1 Н2 Н1 Н2 Н1 Н2 25 (6,95) 834 834 28,5 72,1 3,368 3,16 10 (2,78) 834 834 57,3 37,4 5,312 5,08 По результатам предварительного расчета выбираем гидромашины. Насосы HPV 210-02 E Максимальный рабочий объем V0 н = 210,6 см 3. 37 Мощность номинальная Nном н = 201 кВт (при p = 25 МПа). Мощность максимальная Nmax н = 322 кВт (при p = 42 МПа). Максимальная частота вращения n max н = 2358 об/мин (n двс = = 1800 об/мин). Максимальная частота вращения n max н = 1834 об/мин (n двс = = 1400 об/мин). Минимальная частота вращения n min н = 500 об/мин. КПД механический ηм н = 0,93. КПД объемный ηо н = 0,95. Параметр регулирования e = 0–1,0. Подача насоса Qн max = 8,27 л/с (0–496 л/мин). Гидромоторы HMV 135-02 E 4 24 Максимальный рабочий объем V0 гм max = 135,6 см 3. Минимальный рабочий объем V0 гм min = 45,2 см 3. Мощность номинальная Nном = 181 кВт (при ∆p = 25 МПа). Мощность максимальная Nmax = 304 кВт (при ∆p = 42 МПа). Максимальная частота вращения при V0 гм max – n max гм = 3200 об/мин. Максимальная частота вращения при V0 гм min – n max гм = 3700 об/мин. КПД механический ηм н = 0,95. КПД объемный ηо н = 0,96. Параметр регулирования e = 0,335–1,0. Расход рабочей жидкости Qгм max = 7,91 л/с = 474,6 л/мин (при n гм = = 3500 об/мин). Условный диаметр трубопроводов определяем по зависимости (24): Dу = (4 Q / π υ) ½ = (4 · 8,27 · 10–3/ 3,14 · 10)½ = 0,0317 м. Принимаем диаметры трубопроводов d = 32 мм. 3.7. Результаты поверочного расчета гидропривода Поверочный расчет ведем для гидропривода хода комбайна с насосами HPV 135-02 E 06 07 и моторами HMV 105-02 E 4 24. 38 Техническая характеристика гидромашин Насос HPV 135-02 E 06 07 Максимальный рабочий объем V0 н = 135,6 см 3. Параметр регулирования e = 0–1,0. Подача насоса Qн max = 0–5,04 л/с (0–302,4 л/мин) при n двс = = 1800 об/мин. Подача насоса Qн max = 0–3,92 л/с (0–235,2 л/мин) при n двс = = 1400 об/мин. Номинальный момент Мном = 540 Н·м. Максимальный момент М max = 870 Н·м. Мощность номинальная Nном н = 153 кВт (при p = 25 МПа). Мощность максимальная Nmax н = 245 кВт (при p = 42 МПа). Максимальная частота вращения n max н = 2358 об/мин (n двс = = 1800 об/мин). Максимальная частота вращения n max н = 1834 об/мин (n двс = = 1400 об/мин). Минимальная частота вращения n min н = 500 об/мин. КПД: механический ηм н = 0,93; объемный ηо н = 0,95; полный ηпол = 0,89. Гидромотор HMV 105-02 E 4 24 Максимальный рабочий объем V0 гм max = 105 см 3. Минимальный рабочий объем V0 гм min = 35 см 3. Параметр регулирования e = 0,33–1,0. Максимальный расход Qгм max = 6,447 л/с (при n гм = 3500 об/мин). Максимальный расход Qгм max = 5,525 л/с (при n гм = 3000 об/мин). Минимальный расход Qгм min = 2,149 л/с (при n гм = 3500 об/мин). Минимальный расход Qгм min = 1,842 л/с (при n гм = 3000 об/мин). Номинальный момент Мном = 418 Н·м. Максимальный момент М max = 702 Н·м. Мощность номинальная Nном = 153 кВт (при ∆p = 25 МПа). Мощность максимальная Nmax = 257 кВт (при ∆p = 42 МПа). Максимальная частота вращения при V0 гм max – n max гм = = 3500 об/мин. 39 Максимальная частота вращения при V0 гм min – n max гм = 4700 об/мин. КПД: механический ηм н = 0,95; объемный ηо н = 0,96; полный ηпол = 0,91. Рабочая жидкость: ISO VG 22 HLP (для температур 30–40 оС); ISO VG 32 HLP (для температур 40–60 °С); ISO VG 46 HLP или ISO VG 68 HLP (для температур 60–80 °С). Для расчета принимаем два значения кинематической вязкости ν = 15 мм2/с и ν = 80 мм2/с. Параметры (диаметры и длины) трубопроводов и рукавов вы- сокого давления берем из монтажной схемы гидропривода согласно спецификации. Местные сопротивления (коллектор, переходники, тройники, поворотные и соединительные фитинги) заменяем экви- валентными длинами трубопроводов того же сечения, что и основ- ные трубопроводы. Требуемый перепад давления на гидромоторах ∆pгм определяем по зависимости (14). Результаты расчета перепада давления для расчетных значений моментов на валах гидромоторов представлены в таблице 9. Таблица 9 – Перепад давления на гидромоторах (φк = 0,80; V0 гм max = = 105 см3) Состояние Моменты на валах Mгм, Н·м Перепад давления ∆pгм, МПа Привода передне- го левого колеса, Mгм пл Привода передне- го левого колеса, Mгм пл Привода передне- го левого колеса, Mгм пл Приво- да пе- реднего левого колеса, ∆p гм пл Приво- да пе- реднего правого колеса, ∆p гм пп Приво- да колес управ- ляемого моста, ∆p гм у Пустой бун- кер, модуль опущен 777,1 586,4 1117,5*2 48,92 36,9 70,35 Полный бун- кер, модуль опущен 1513,6 1322,8 1797,7*2 95,29 83,28 113,18 40 Пустой бун- кер, модуль поднят 1366,9 1178,0 909,5*2 86,05 74,16 57,26 Полный бун- кер, модуль поднят 2103,0 1912,7 1574,3*2 132,39 120,42 99,11 Замена принципиальной схемы (рисунок 1) гидропривода эквива- лентной. На рисунке 6 приведена эквивалентная схема привода с указанием трубопроводов. Из эквивалентной схемы видно, что рас- сматриваемый гидропривод представляет собой сложный трубопро- вод с последовательно-параллельным соединением участков гидро- привода. Длины и диаметры трубопроводов, режимы течения жидко- сти в них и другие исходные данные приведены в таблицах 13 и 14. Н1, Н2 – насосы; М1, М2, М3, М4 – гидромоторы; lн, l1, l2, l3, l4, l5, l6, l7, l8 – тру- бопроводы; Р1, Р2 – распределители системы блокировки мостов, К – коллектор Рисунок 6 – Приведенная эквивалентная схема привода хода Построение характеристики насосной установки Строим характеристики насосов Н1 и Н2 раздельно, как насосов, питающих разные контуры привода. Насос Н1 питает контур пе- реднего моста, а насос Н2 – контур управляемого моста. P2 41 Характеристика насоса при числе оборотов насоса nн = = 2358 об/мин (nдвс = 1800 об/мин) – рисунок 7. Точку А получаем при p = 0, Qн мах = Vон · nн = 135,6 · 10 –6 · 39,3 = = 5,329 · 10–3 м3/с = 319,745. Точку В – при p = 42 МПа, Qд = Qт мах × × η 0н = 5,329 · 10–3 · 0,95 = 5,0626 · 10–3 м3/с = 5,0626 л/с = 303,757 л/мин. Соединяя точки А и В, получаем характеристику насоса. Для насоса с регулятором подачи строим точку С – это точка пересечения горизонтали, соответствующей давлению настройки регулятора pр = 40 МПа, с характеристикой насоса. При этом давлении подача насоса составляет Qн ' = 5,084 · 10–3 м3/с = 5,084 л/с = 305,04 л/мин. Вторую точку С' получаем, произвольно задаваясь давлением на выходе насоса, например, pн '' = 42 МПа, и определяем подачу насоса по формуле (37): Qн '' = Q ' н – kр (pн '' – pр) = 5,084·10 –3 – 0,001 (42 · 106 – 40 · 106) = = 3,084·10–3 м3/с = 3,084 л/с = 185,04 л/мин, где коэффициент регулятора подачи kр = 0,001 м 3/ МПа·с = = 1 л/МПа·с [4]. Проведя прямую через точки С и С' до пересечения с осью ординат в точке D, получаем характеристику насоса совместно с регулятором подачи (линия ACD, рисунок 7) при числе оборотов вала насоса nн = 2358 об/мин. Характеристика насоса при числе оборотов вала насоса nн = 1834 об/мин (nдвс = 1400 об/мин) – рисунок 8. Точку А получаем при p = 0, Qн мах = Vон · nн = 135,6 · 10 –6 · 30,567 = = 4,144 · 10–3 м3/с = 4,144 л/с = 248,690 л/мин. Точку В – при p = 42 МПа, Qд = Qт мах·η 0н = 4,144·10 –3 · 0,95 = 3,937 · 10–3 м3/с = 3,937 л/с = = 236,255 л/мин. Соединяя точки А и В, получаем характеристику насоса. Для насоса с регулятором подачи строим точку С – это точка пересечения горизонтали, соответствующей давлению настройки регулятора pр = 40 МПа, с характеристикой насоса. При этом давлении подача насоса составляет Qн ' = 4,01 · 10-3 м3/с = = 4,01 л/с = 248,690 л/мин. 42 Вторую точку С' получаем, произвольно задаваясь давлением на выходе насоса, например, pн '' = 42 МПа, и определяем подачу насоса по формуле Qн '' = Q ' н – kр (pн '' – pр) = 4,01·10 –3 – 0,001 (42 · 106 – 40 · 106) = = 2,01·10–3 м3/с = 2,01 л/с = 120,6 л/мин. kр = 0,001 м 5/ Н·с [4]. Проведя прямую через точки С и С' до пересечения с осью ординат в точке D, получаем характеристику насоса совместно с регулятором подачи (линия ACD, рисунок 8) при числе оборотов вала насоса nн = 1834 об/мин. Данные, необходимые для построения характеристик насосов, приведены в таблицах 10, 11 и 12. Таблица 10 – Характеристика насоса с регулятором подачи (Vон = = 135,6 см3) Ч ис ло о бо ро то в ва ла на со са n н , о б/ м ин Т ео ре т. п од ач а Q т м ах , л /м ин (Q тм ах = V он n н ) О бъ ем ны й К П Д η 0 н п ри p = 4 2 М П а Д ей ст ви те ль на я по да ча Q д , л/ м ин (Q д = Q т м ах η 0 н ) Д ав ле ни е на ча ла р аб от ы ре гу ля то ра p р , М П а К оэ ф ф иц ие нт р ег ул ят ор а по да чи k р , л / М П а· с Д ав ле ни е ре гу ли ро ва ни я p, М П а П од ач а пр и p н '' = Q ' н – k р ( p' ' – p р ), л /м ин 2358 319,745 0,95 303,757 40 1 42 185,04 1834 248,690 0,95 236,255 40 1 42 120,61 Таблица 11 – Координаты точек характеристик насосов при nн = = 2358 об/мин Точки характеристики А А' А'' В С С' D Q, л/мин 319,745 308,265 303,757 303,757 308,265 185,040 0 43 P, МПа 0 0 0 42 40 42 50 Таблица 12 – Координаты точек характеристик насосов при nн = = 1834 об/мин Точки характеристики А А' А'' В С С' D Q, л/мин 248,690 240,630 236,255 236,255 240,630 120,600 0 P, МПа 0 0 0 42 40 42 50 Построение характеристик трубопроводов Согласно эквивалентной схеме (рисунок 6) составляем уравнения характеристик простых трубопроводов, исходя из режима течения жидкости в трубопроводах, соединения трубопроводов (параллель- ное или последовательное), наличия местных сопротивлений. Зна- чения l длин трубопроводов и рукавов высокого давления, их диа- метров d, значения чисел Рейнольдса Re и коэффициентов гидравли- ческого трения λ для всех участков различных контуров приведены в таблице 13. Расчеты ведем для двух значений кинематической вяз- кости ν = 15 мм2/с и ν = 80 мм2/с. Контуры переднего моста На участках нагнетания от насоса Н к коллектору К и на участ- ках слива от коллектора К к всасывающему каналу насоса Н длины и диаметры рукавов равны, а расходы в них отличаются только утечками в гидромоторах, поэтому и потери равны, т. е. p∆ нн ≈ p∆ нс. Суммарные потери в этих двух последовательно соединенных рука- вах складываются и описываются уравнением: при ν = 15 мм2/с: ∑ p∆ 1н+2н = p∆ 1н + p∆ 2н = 2 42 2 н1 8 d Q d l π ρ λ = = Kн Q 2 = 0,00495·1012 ·Q2; (59) при ν = 80 мм2/с: 44 ∑ p∆ 1н+2н = p∆ 1н + p∆ 2н = 2 42 2 н1 8 d Q d l π ρ λ = = K1н Q 2= 0,00795·1012 ·Q2. (60) Участок контура правого борта переднего моста от коллектора к гидромотору состоит из рукава высокого давления l3, трубопровода l4, рукава высокого давления l5, а от гидромотора к коллектору – из тех же l5, l4, l3, и соединены они последовательно, поэтому потери давления ∑ p∆ пб пм на участке (l3, l4, l5, М1, l5, l4, l3) будут описы- ваться уравнением: при ν = 15 мм2/с: ∑ p∆ пб пм = p∆ 3 + p∆ 4 + p∆ 5 + p∆ гм1 + p∆ 5 + p∆ 4 + p∆ 6 = = 2( p∆ 3 + p∆ 4 + p∆ 5) + p∆ гм1 = 2 42 2 543 8)( d Q d lll π ρ++ λ + p∆ гм1 = = 0,075 · 1012 ·Q2 + p∆ гм1; (61) при ν = 80 мм2/с: ∑ p∆ пб пм = p∆ 3 + p∆ 4 + p∆ 5 + p∆ гм1 + p∆ 5 + p∆ 4 + p∆ 6 = = 2( p∆ 3 + p∆ 4 + p∆ 5) + p∆ гм1 = 2 42 2 543 8)( d Q d lll π ρ++ λ + p∆ гм1 = = 0,12·1012 Q2+ p∆ гм1. (62) Участок контура левого борта переднего моста от коллектора к гидромотору состоит из рукава высокого давления l6, а от гидромо- тора к коллектору также из l6, а соединены они последовательно, поэтому потери давления ∑ p∆ лб пм на участке (l6, М1, l6) будут опи- сываться уравнением: при ν = 15 мм2/с: ∑ p∆ лб пм = p∆ 6 + p∆ гм2 + p∆ 6 = 2 42 2 6 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм2 = 45 = 0,067 · 1012 Q2 + p∆ гм2; (63) при ν = 80 мм2/с: ∑ p∆ лб пм = p∆ 6 + p∆ гм2 + p∆ 6 =2 42 2 6 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм2 = = 0,094·1012 Q2 + p∆ гм2. (64) Потери на местных сопротивлениях заменяем потерями в трубо- проводе с эквивалентной длиной l1экв. Принимаем потери на мест- ных сопротивлениях в участках правого и левого борта одинако- выми с lп экв = lл экв = 10 м. Тогда: при ν = 15 мм2/с: p∆ 1п экв = p∆ 2л экв = 42 2 экв1 8 d Q d l π ρ λ = K1экв Q 2 = = K2экв Q 2 = 0,0246 · 1012 · Q2; (65) при ν = 80 мм2/с: p∆ 1п экв = p∆ 2л экв = 42 2 экв1 8 d Q d l π ρ λ = K1экв Q 2 = = K2экв Q 2 = 0,0457 · 1012·Q2. (66) При построении суммарной характеристики привода переднего моста учтем, что участки контура правого борта (l3, l4, l5, М1, l5, l4, l3) и участки контура левого борта (l6, М2, l6) соединены параллель- но. Контуры управляемого моста Так же, как и для контуров переднего моста, на участках от насо- са к коллектору и от коллектора к насосу потери давления ∑ p∆ 3н = = ∑ p∆ 4н можно считать равными, а рукава соединены последова- тельно, значит уравнения потерь для управляемого моста на этом участке будут: при ν = 15 мм2/с: 46 ∑ p∆ 3н+4н = p∆ 3пн + p∆ 4пн = 2 42 2 пн3 8 d Q d l π ρ λ = = K3пн Q 2 = K4пн Q 2 = 0,00795 · 1012 · Q2; при ν = 80 мм2/с: ∑ p∆ 3н+4н = p∆ 3пн + p∆ 4пн = 2 42 2 пн3 8 d Q d l π ρ λ = = K3пн Q 2 = K4пн Q 2 = 0,00795 · 1012 · Q2. Потери давления ∑ p∆ пб ум на участках контура правого борта уп- равляемого моста с длинами рукавов l7 будут описываться уравнени- ем: при ν = 15 мм2/с: ∑ p∆ пб ум = p∆ 7 + p∆ гм3 + p∆ 7 = 2 p∆ 7 + p∆ гм3 = = 2 42 2 7 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм3 = 0,026 · 1012 · Q2 + p∆ гм3; при ν = 80 мм2/с: ∑ p∆ пб ум = p∆ 7 + p∆ гм3 + p∆ 7 = 2 p∆ 7 + p∆ гм3 = = 2 42 2 7 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм3 = 0,045 · 1012 · Q2+ p∆ гм3. Потери давления ∑ p∆ лб ум на участках контура левого борта управ-ляемого моста с длинами рукавов l8 будут описываться уравне- нием: при ν = 15 мм2/с: ∑ p∆ лб ум = p∆ 8 + p∆ гм4 + p∆ 8 = = 2 42 2 8 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм4 = 0,026 · 1012 · Q2 + p∆ гм4; 47 при ν = 80 мм2/с: ∑ p∆ лб ум = p∆ 8 + p∆ гм4 + p∆ 8 = = 2 42 2 8 8 d Q d l π ρ λ + p∆ гм4 = 0,045 · 10 12 · Q2 + p∆ гм4. Потери на местных сопротивлениях контуров управляемого моста заменяем потерями в трубопроводе с эквивалентной длиной lэкв. Принимаем потери на местных сопротивлениях в участках правого и левого борта одинаковыми с l3п экв = l4л экв = 4 м. Тогда: при ν = 15 мм2/с: p∆ 3п экв = p∆ 4л экв = 42 2 экв3 8 d Q d l π ρ λ = K3экв Q 2 = = K4экв Q 2 = 0,00984 · 1012 · Q2; при ν = 80 мм2/с: p∆ 3п экв = p∆ 4л экв = 42 2 экв3 8 d Q d l π ρ λ = = K3экв Q 2 = K4экв Q 2 = 0,0184 · 1012 · Q2. Построим суммарную характеристику сложного трубопровода и определим рабочую точку гидросистемы согласно уравнениям (57) для последовательно соединенных участков и согласно (58) для параллельно соединенных участков. Так как характеристики трубопроводов нелинейные, то для их построения p∆ 4 = f(Q) необходимо минимум три точки (используем 6 точек). Результаты расчетов заносим в таблицу 13. По данным таб- лицы строим характеристики каждого простого трубопровода. Затем по правилам графического сложения характеристик получаем сум- марную характеристику контуров привода. Анализ результатов поверочного расчета 48 На рисунке 7 приведена статическая характеристика привода переднего моста при вязкости рабочей жидкости ν = 15 мм2/с и при оборотах вала насоса n = 2358 об/мин. Рисунок 7 – Статическая характеристика привода переднего моста при рабочей скорости 10 км/ч Пересечения характеристики сложного трубопровода с характе- ристикой насосной установки привода переднего моста не имеется, следовательно, при таких нагрузках представленная схема привода переднего моста не обеспечивает движения комбайна. На рисунке 8 приведена статическая характеристика привода управляемого моста при вязкости рабочей жидкости ν = 15 мм2/с и при оборотах валов насосов n = 2358 об/мин. Пересечение сум- марной характеристики трубопроводов и насосной установки в точке R (Q = 310 л/мин; p = 26,68 МПа). Привод управляемого моста обеспечивается. 49 Рисунок 8 – Статическая характеристика привода управляемого моста при рабочей скорости 10 км/ч На рисунке 9 приведена статическая характеристика привода переднего моста при вязкости рабочей жидкости ν = 80 мм2/с и при оборотах вала насоса n = 2358 об/мин. 50 а б а – дроссельный делитель потока; б – машинный делитель потока Рисунок 9 – Схема гидравлическая принципиальная с делителем потока 51 Пересечения характеристики сложного трубопровода с характе- ристикой насосной установки привода переднего моста не имеется, следовательно, при таких нагрузках представленная схема привода переднего моста не обеспечивает движения комбайна. На рисунке 10 приведена статическая характеристика привода управляемого моста при вязкости рабочей жидкости ν = 80 мм2/с и при оборотах валов насосов n = 2358 об/мин. Пересечение сум- марной характеристики трубопроводов и насосной установки в точке R (Q = 309 л/мин; p = 27,58 МПа). Привод управляемого моста обеспечивается. Рисунок 10 – Упрощенная схема гидравлическая принципиальная делителя потока Так как насосная установка не обеспечивает функционирование привода переднего моста комбайна, то расчет мощности насосной установки переднего моста по результатам поверочного расчета не проводился. Потребляемую регулируемым насосом с регулятором подачи мощность привода управляемого моста определим следующим образом. Через точку R проводим прямую параллельно АВ и опре- деляем Q'Т по формуле Nвх = мн нн η ′⋅ ТQp . 52 Тогда при ν = 15 мм2/с Q'Т = 310 л/мин = 5,2 л/с = 5,2 · 10 –3 м3/с: Nвх н2 = мн н2н η ′⋅ ТQp = 89,0 1020,51068,26 36 −⋅⋅⋅ = = 138,7 · 103 Вт = 138,7 кВт; При ν = 80 мм2/с Q'Т = 309 л/мин = 5,15 л/с = 5,15·10 –3 м3/с: Nвх н2 = мн н2н η ′⋅ ТQp = 89,0 1015,51058,27 36 −⋅⋅⋅ = = 142,03 · 103 Вт = 142,03 кВт. Рисунок 11 – Развернутая схема гидравлическая принципиальная с делителем потока Таблица 13 – Потери давления по длине трубопроводов при вязкости ν = 15 мм2/с Кон- тур Участок трубопровода Кол. шт Диа- метр d, мм Длина l, м Макс. рас- ход Q, м3/с (л/с) Макс. ско- рость тече- ния υ, м/с Число Рей- но- льдса Re Ре- жим тече- ния Расчетная формула для λ = = 0,3164/(Re)0,25 Характери- стический коэф. трубо- провода K Макс. потери давле- ния ∆p, МПа ∆p = kQ2 Перед- него моста Эквивал. длина мест. сопр. lэкв Правый борт lэкв1 1 5 10 2,53 5,16 8600 Турбу- лент- ный 0,0329 K = = 0,0347 · 1012 0,210 Левый борт lэкв2 1 25 10 2,53 5,16 8600 Турбу- булент лент- ный 0,0329 K = = 0,0347 · 1012 0,210 Рукав высокого давления от насоса к колл. l1лн = l1пн Нагнета- ние l1лн 1 32 1,2 5,0626 10,31 17200 Турбу- лент- ный 0,0276 K = = 0,0247 · 1012 0,063 Слив l2пн 1 32 1,2 5,0626 10,31 17200 Турбу- лент- ный 0,0276 K = = 0,0247 · 1012 0,063 Рукав высокого давления Правый борт l3 l4 l5 2 2 2 25 4,2 · 2 = 8,4 4,6 · 2 = 9,2 1,2 · 2 = 2,4 2,53 5,16 8600 Турбу- лент- ный 0,0465 K = 0,0291 · 1012 K = 0,0320 · 1012 K = 0,0083 · 1012 0,186 0,205 0,0534 Левый борт l6 2 25 8,4 · 2 = 16,8 2,53 5,16 8600 Турбу- лент- 0,0465 K = = 0,0584 · 0,374 51 54 ный 1012 Окончание табл. 13 Кон- тур Участок трубопровода Кол. шт Диа- метр d, мм Длина l, м Макс. рас- ход Q, м3/с (л/с) Макс. ско- рость тече- ния υ, м/с Число Рей- но- льдса Re Ре- жим тече- ния Расчетная формула для λ = = 0,3164/(Re)0,25 Характери- стический коэф. трубо- провода K Макс. потери давле- ния ∆p, МПа ∆p = kQ2 Управ ляе- мого моста Эквива- лентная длина мест. сопр. lэкв у Правый борт lэкв 3 1 25 2 2,53 5,16 8600 Турбу- лент- ный 0,0465 K = = 0,007 · 1012 0,0445 Левый борт lэкв 4 1 25 2 2,53 5,16 8600 Турбу- лент- ный 0,0465 K = = 0,007 · 1012 0,0445 Рукав высокого давления от насоса к колл. l3лн = l4пн Нагнета- ние l3пн 1 25 1,2 5,0626 10,31 17200 Турбу- булент лент- ный 0,0276 K = = 0,0025 · 1012 0,064 Слив l4пн 1 25 1,2 5,0626 10,31 17200 Турбу- лент- ный 0,0276 K = = 0,0025 · 1012 0,064 Рукав высокого давления l7 = l8 Правый l7 борт 2 25 3,3 · 2 = 6,6 2,53 5,13 8600 Турбу- лент- ный 0,0465 K = = 0,023 · 1012 0,147 Левый борт l8 2 25 3,3 · 2 = 6,6 2,53 5,13 8600 Турбу- лент- ный 0,0465 K = = 0,023 · 1012 0,147 52 Таблица 14 – Потери давления по длине трубопроводов при вязкости ν = 80 мм2/с Кон- тур Участок трубопровода Кол. шт Диа метр d, мм Длина l, м Макс. рас- ход Q, м3/с (л/с) Макс. ско- рость тече- ния υ, м/с Чис- ло- Рей- ноль дса Re Ре- жим тече- ния Расчетная формула Характери- стический коэфф. тру- бопровода K Макс. потери давле- ния ∆p, МПа Перед- него моста Эквива- лентная длина местных сопротив- лений lэкв Правый борт lэкв1 1 25 4 2,53 5,16 1612 Лами- нар- ный λ = 75/Re= = 0,0465 K = = 0,03 · 109 ∆p = kQ= = 0,0759 Рукав высокого давления от насоса к коллек- тору l1лн = l1пн Нагнета- ние l1лн 1 25 1,2 5,0626 10,31 3224 Турбу бу- лент- ный λ = 0,3164/ /(Re)0,25= = 0,0419 K = = 0,0037 · 1012 ∆p = = kQ2 = = 0,096 Слив l2пн 1 25 1,2 5,0626 10,31 3224 Турбу бу- лент- ный λ = 0,3164/ /(Re)0,25= = 0,0419 K = = 0,0037 · 1012 ∆p = kQ2 = = 0,096 Рукав высокого давления Правый борт l3 l4 l5 2 2 2 25 4,2 · 2 = 8,4 4,6 · 2 = 9,2 1,2 · 2 = 2,4 2,53 5,16 1612 Лами- нар- ный λ = 75/Re= = 0,0465 K = 0,0631 · 109 K = 0,0691 · 109 K = 0,0180 · 109 0,1596 0,1748 0,0456 Левый борт l6 2 25 8,4 · 2 = 16,8 2,53 5,16 1612 Лами- нар- ный 0,0465 K = = 0,1262 · 109 0,319 53 Окончание табл. 14 Кон- тур Участок трубопровода Кол. шт Диа метр d, мм Длина l, м Макс. рас- ход Q, м3/с (л/с) Макс. ско- рость тече- ния υ, м/с Чис- ло- Рей- ноль дса Re Ре- жим тече- ния Расчетная формула Характери- стический коэфф. тру- бопровода K Макс. потери давле- ния ∆p, МПа Управ ляе- мого моста Эквива- лентная длина местных сопротив- лений lэкв у Правый lэкв 3 борт 1 25 2 2,53 5,16 1612 Лами- нар- ный 0,0465 K = = 0,0152 · 109 0,031 Левый lэкв 4 борт 1 25 2 2,53 5,16 1612 Лами- нар- ный 0,0465 K = = 0,0152 · 109 0,031 Рукав высокого давления от насоса к колл. l3лн = l4пн Нагнета- ние l3пн 1 25 1,2 5,0626 10,31 3224 Турбу бу- лент- ный 0,0419 K = = 0,0038 · 1012 0,024 Слив l4пн 1 25 1,2 5,0626 10,31 3224 Турбу бу- лент- ный 0,0419 K = = 0,0038 · 1012 0,024 Рукав высокого Давления l7 = l8 Правый l7 борт 2 25 3,3 · 2 = 6,6 2,53 5,13 1612 Лами- минар нар- ный 0,0465 K = = 0,0495 · 109 0,125 Левый l8 борт 2 25 3,3 · 2 = 6,6 2,53 5,13 1612 Лами- нар- ный 0,0465 K = = 0,0495 · 109 0,125 54 55 ЗАКЛЮЧЕНИЕ В результате расчетов привода хода комбайна было установлено следующее: 1. Представленная схема гидравлическая принципиальная не удовлетворяет техническим требованиям привода хода комбайна с указанными нагрузками на опоры при заданных скоростях движе- ния комбайна (таблица 1), так как нагрузки распределены неравно- мерно по опорам одного и того же моста, гидромоторы которого питаются от одного насоса. При разных моментах вал одного из мо- торов (у которого большой момент) будет неподвижен до момента, пока не станут равными перепады давления на моторах при одина- ковых числах оборотов валов гидромоторов. 2. Схема также не обеспечивает нормальную работу при движении комбайна на уклонах, косогорах и при неравномерном распределении нагрузки в бункере, так как одно из колес, на которое нагрузка больше, будет замедлять скорость своего вращения, а второе проскальзывать. 3. Параметры вспомогательных гидроаппаратов, кондиционеров (бак для рабочей жидкости насосов подпитки, фильтры и др.) тре- буют изменения. Для улучшения работы привода хода комбайна необходимо вы- полнение следующих рекомендаций: 1. Для равномерного вращения колес одного и того же моста необ- ходимо ввести в схему гидравлическую принципиальную делителя по- тока (см. рисунки 9–11), что позволит устранить пробуксовку колес при разных нагрузках на опоры. Применять желательно машинные делите- ли потока (рисунок 9, б), так как дроссельные делители (рисунок 9, а), будут увеличивать температуру рабочей жидкости на 8–10 ºС. 2. В систему управления ввести датчики перепада давления на гидромоторах и внести коррективы в алгоритм управления с целью частичного изменения рабочих объемов (VГМ1/ VГМ2 ≈ 1,1–1,3) гид- ромоторов при движении на косогорах и при неравномерном рас- пределении груза в бункере, что позволит исключить пробуксовку колес при таком движении. 3. Для обеспечения выполнения всех функций по нагрузкам и скоростям необходимо увеличить мощность насосов и гидромото- ров, например, гидромоторы серии HMV 135-02 E 4 24 и насосы серии HPV 210-02 E. 56 ЛИТЕРАТУРА 1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы / Т.М. Башта [и др.]. – М.: Машиностроение, 1982. – 423 с. 2. Гидравлика, гидромашины и гидропневмопривод: учебное по- собие для студентов высших учебных заведений / Т.В. Артемьева [и др.]; под ред. С.П. Стесина. – М.: Издательский центр «Акаде- мия», 2005. – 336 с. 3. Ловкис, З.В. Гидроприводы сельскохозяйственной техники: конструкция и расчет / З.В. Ловкис. – М.: Агропромиздат, 1990. – 303 с. 4. Гидравлика и гидропневмопривод: учебник: в 2 ч. / под ред. А.А. Шейпака. – М.: МГИУ, 2003. – Ч. 2: Гидравлические машины и гидропневмопривод / А.В. Лепешкин, А.А. Михайлин, А.А. Шейпак. – 352 с. 5. Свешников, В.К. Гидрооборудование. Международный спра- вочник. Номенклатура, параметры, размеры, взаимозаменяемость: в 3 кн. / В.К. Свешников. – М.: ООО «Издательский центр «Техин- форм» МАИ», 2001–2003. – Кн. 1: Насосы и гидродвигатели. – 2001. – 360 с. – Кн. 2: Гидроаппаратура. – 2002. – 508 с. – Кн. 3: Вспомога- тельные элементы гидропривода. – 2003. – 480 с. 6. Свешников, В.К. Станочные гидроприводы: справочник / В.К. Свешников. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2004. – 512 с. 7. Каталог-справочник «Гидравлический привод строительных, дорожных и коммунальных машин»: в 3 т. – АО «МАШМИР»; ЗАО «ГИДРОКОМПЛЕКТ» (ТОО «Норвик»), 1997. 8. Васильченко, В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: справочник / В.А. Васильченко. – М.: Машиностроение, 1983. – 301 с. 9. Абрамович, Г.Н. Прикладная газовая динамика / Г.Н. Абрамо- вич. – М.: Наука, 1991. – 824 с. 10. Емцев, Б.Т. Техническая гидромеханика: учебник для вузов по специальности «Гидравлические машины и средства гидроавто- матики» / Б.Т. Емцев. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностро- ение, 1987. – 440 с. 11. Кочин, Н.Е. Теоретическая гидромеханика / Н.Е. Кочин, И.А. Кибель, Н.В. Розе. – М.: Дрофа, 2009. – 780 с. 57 12. Кудинов, А.А. Техническая гидромеханика: учебное посо- бие / А.А. Кудинов. – М.: Машиностроение, 2008. – 368 с. 13. Лойцянский, Л.Г. Механика жидкости и газа / Л.Г. Лойцян- ский. – М.: Дрофа, 2003. – 840 с. 14. Попов, Д.Н. Гидромеханика: учебник для вузов / Д.Н. По- пов, С.С. Панаиотти, М.В. Рябинин; под ред. Д.Н. Попова. – М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. – 384 с. 15. Газовая динамика / А.И. Леонтьев [и др.]; под ред. А.И. Леонтьева. – М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997. – 580 с. 16. Гиргидов, А.Д. Техническая механика жидкости и газа: учебное пособие / А.Д. Гиргидов. – СПб., 1999. – 394 с. 17. Веренич, И.А. Механика жидкости и газа (Кинематика жид- кости. Одномерное течение газа): учебно-методическое пособие по практическим занятиям для студентов специальности 1-36 01 07 «Гидропневмосистемы мобильных и технологических машин» / И.А. Веренич. – Минск: БНТУ, 2008. – 65 с. 18. Веренич, И.А. Механика жидкости и газа (гидродинамика): учебно-методическое пособие по практическим занятиям для сту- дентов специальности 1-36 01 07 «Гидропневмосистемы мобильных и технологических машин» / И.А. Веренич. – Минск: БНТУ, 2010. – 77 с. 19. Идельчик, И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивле- ниям / под ред. М.О. Штейнберга. – 3-е изд-е, перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1992. – 672 с. 20. Шейпак, А.А. Гидравлика и гидропневмопривод: учебное пособие: в 2 ч. / А.А. Шейпак. – Ч.1: Основы механики жидкости и газа. – 2-ое изд. – М.: МГИУ, 2003. – 192 с. 58 СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ ............................................................................................. 3 1. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КУРСОВОЙ РАБОТЕ .......................... 4 1.1. Содержание и объем пояснительной записки ........................... 4 1.2. Правила оформления пояснительной записки .......................... 5 2. ПРИМЕРНАЯ ТЕМАТИКА КУРСОВЫХ РАБОТ ......................... 7 3. ПРИМЕР РАСЧЕТА ГИДРОПРИВОДА ХОДА КОМБАЙНА ..... 8 3.1. Описание принудительной схемы гидропривода ................... 11 3.2. Основные требования, предъявляемые к рабочим жидкостям ....................................................................... 11 3.3. Методика предварительного расчета гидропривода .............. 12 3.4. Тепловой режим гидропривода ................................................ 20 3.5. Методика поверочного гидравлического расчета .................. 24 3.6. Результаты расчета гидропривода хода комбайна ................. 32 3.7. Результаты поверочного расчета гидропривода ..................... 36 ЗАКЛЮЧЕНИЕ .................................................................................... 55 ЛИТЕРАТУРА ...................................................................................... 56 59 Учебное издание МЕХАНИКА ЖИДКОСТИ И ГАЗА Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов специальности 1-36 01 07 «Гидропневмосистемы мобильных и технологических машин» С о с т а в и т е л ь ВЕРЕНИЧ Иван Андреевич Редактор Т.А. Подолякова Компьютерная верстка Д.К. Измайлович Подписано в печать 04.07.2011. Формат 60×841/16. Бумага офсетная. Отпечатано на ризографе. Гарнитура Таймс. Усл. печ. л. 3,43. Уч.-изд. л. 2,68. Тираж 100. Заказ 1161. Издатель и полиграфическое исполнение: Белорусский национальный технический университет. ЛИ № 02330/0494349 от 16.03.2009. Проспект Независимости, 65. 220013, Минск.