Строительные и дорожные машины. Основы автоматизации
.pdf31
са 3 и зубчатых колес 1 и 2. Одно из колес приводится в движение от двига теля, второе − вращается свободно на оси. Принцип работы насоса основан на том, что зубья, входя в зацепление, засасывают жидкость из соответствующей камеры и выталкивают жидкость из впадин между зубьями в нагнетательную камеру.
всасывание |
|
|
а) |
б) |
в) |
Рис. 1.10. Схемы гидравлических насосов:
а) – шестеренчатый; 1, 2 – ведомая и ведущая шестерни; 3– корпус; б) – аксиально поршневой; 3– цилиндр; 4– поршень; 5 – шток; 6– шайба; 7– крышка; в) − лопастной;
3 – корпус; 8 – ротор; 9 – пластины
Шестеренчатые насосы имеют постоянную подачу жидкости и работают чаще всего в диапазоне 500...2500 мин1. Их КПД в зависимости от частоты вращения, давления и вязкости жидкости составляет 0,65...0,85. Эти насосы широко применяются в основном при давлениях до 10 МПа и мощностях до
30...40 кВт.
Производительность (подача) (см3/мин) шестеренчатых насосов,
Q 2 z m2bn, (1.17)
где z - число зубьев ведущей шестерни; т – модуль зацепления шестерни; b
– ширина шестерни, см; п – частота вращения ведущей шестерни, мин1. Принцип действия аксиальнопоршневого насоса состоит в том, что от ва
ла насоса приводится во вращение относительно оси I – I наклонная шайба 6 и связанные с ней шарнирно шатуны 5 поршней 4, расположенных на диа метре Вш. Вследствие наклона шайбы к оси насоса ее вращение вызывает од новременно возвратнопоступательное перемещение поршней в цилиндрах. При этом за одну половину оборота шайбы каждый поршень совершает пол ный ход в одном направлении, а за вторую половину оборота совершает ход в обратном направлении. С помощью распределителя 7 при ходе поршня влево полость цилиндра сообщается с линией нагнетания гидросистемы, а при об ратном ходе – с линией всасывания. Подача такого насоса зависит от угла на клона шайбы . В регулируемых насосах угол изменяется с помощью спе циальной системы управления, поддерживая постоянную мощность, отдавае мую насосом.
Подача (см3/мин) аксиальнопоршневых насосов, |
|
|
Q |
0,785d2iD6ntg , |
(1.18) |
32
где d - диаметр цилиндров, см; i – число цилиндров; D6 – диаметр окружно сти по центрам цилиндров, см; п – частота вращения вала насоса, мин1.
Из формулы (1.18) видно, что при =0 наклонная шайба и блок цилинд ров вращаются вокруг оси 1–1, не сообщают поршням возвратно поступательного движения, и производительность насоса Q = 0.
В нерегулируемых аксиальнопоршневых насосах угол не изменяется. Такие насосы более просты по конструкции и дешевы. Однако при их уста новке для регулирования скоростей механизмов привода, так же как и при шестеренчатых насосах, требуется включение в гидросистемы специальных дроссельных устройств, снижающих КПД привода.
На рис. 1.8 кривые 7 и 8 характеризуют примерные механические харак теристики нерегулируемых и регулируемых гидронасосов. Характеристика регулируемых гидронасосов 8 обеспечивает на рабочих режимах использова ние постоянно полной мощности двигателя.
Аксиальнопоршневые насосы работают при давлениях до 40...50 МПа, имеют производительность до 750 л/мин и частоту вращения выходного вала 1000...3000 мин1, КПД насосов колеблется примерно от 0,85 до 0,9.
Лопастной насос (рис. 1.10, в) состоит из корпуса 3, ведущего вала и экс центрично расположенного на валу ротора 8, в пазах которого перемещаются пластины 9. При вращении ротора между лопастями, которые прижимаются к корпусу пружинами, образуются камеры, переносящие жидкость из полости всасывания В в полость нагнетания Н. При этом чем больше эксцентриситет ротора е, тем больше подаваемый объем жидкости. В результате выноса жид кости из полости всасывания в ней образуется вакуум, засасывающий жид кость из бака.
Подача (см3/мин) лопастных насосов, |
2 |
|
|||
Q |
|
|
2 |
(1.19) |
|
|
2 nb(rc |
rp), |
|||
где п – частота вращения |
ротора, мин1; b – ширина пластин, см; rc, rp– |
||||
радиусы статора (корпуса) и ротора, см. |
|
|
|||
Лопастные насосы работают при давлениях 16...18 МПа при КПД |
|
= 0,8...0,85. На рис.1.11 изображен радиально-поршневой гидромотор со звездообразным расположением поршней. С одной стороны из корпуса 4 гид ромотора выходит шлицевой конец эксцентрикового вала 11, а с другой к не му крепится распределитель торцевого типа, состоящий из крышки 10, реак тивного 6, распределительного 7 и опорного 8 дисков. Распределительный диск приводится во вращение промежуточным валом 12, соединенным шпильками с эксцентриковым валом. В корпусе гидромотора установлены пять цилиндров 1 с отверстиями, вмонтированные в крышки 4. Рабочая жид
кость от насоса подается через отверстия распределителя |
5, потом во внут |
|
ренние каналы |
корпуса 9, крышки 4 и сферических |
дисков 3, которые |
соединены в |
требуемой последовательности с гидроцилиндрами. Так как |
33
поршни, как и цилиндры, выполнены в виде полых цилиндрических стака нов с отверстиями, то рабочая жидкость действует непосредственно на сфе рические поверхности эксцентрикового вала и за счет его эксцентриситета создает на валу вращающий момент.
Рис.1.11. Радиальнопоршневой насос со звездообразным расположением порш ней: а) − поперечный и б) − продольный разрезы; 1 цилиндр; 2поршень; 3– сферический диск; 4– крышка; 5, 6, 7– распределители; 8– опорный диск; 9– корпус; 10– крышка; 11– эксцентриковый вал; 12– промежуточный вал
Расчет и выбор параметров гидропривода машин, исполнительные орга ны которых непосредственно или через редуктор (с передаточным числом
uред) приводятся от гидромотора, производят в такой последовательности:
1)по заданной скорости vисп.о движения исполнительного органа опреде ляют частоту вращения nм вала гидромотора
nм vисп.оuред ,
2 rисп.о
где rисп.о радиус исполнительного органа;
2) по заданному или предварительно определенному вращающему моменту, численно равному моменту Мисп.о сил сопротивления на исполнительном ор гане, находят потребный момент (Нм) на валу гидромотора
Мм Мисп.о./u ред ;
3)рассчитывают перепад давления рм в гидромоторе по приближенному соотношению
рм 0,9рном ,
где рном номинальное давление в гидросистеме (Па);
34
4) находят необходимый рабочий объем Vм |
(м3) гидромотора |
||
Vм |
Мм |
|
; |
0,159 р |
|
||
|
м |
м |
|
5) по величине Vм выбирают |
гидромотор, имеющий рабочий объем |
Vì Vì ; номинальной и максимальной частоты вращения вала nì, íîì ,nì max ;
номинальной и максимальной мощности píîì , ðmax;
6) определяют расход жидкости (м3/c), проходящей через гидромотор (обычно эту величину находят для максимальной частоты вращения вала гидромотора, соответствующей максимальной скорости исполнительного ор гана)
Qн Vмnм/ vм ,
где vм объемный КПД гидромотора;
7) рассчитывают объем (м3) насоса, исходя из расхода рабочей жидкости, потребляемой гидромотором. Принимают Qн Qм; nн nм.
Тогда
Vн Qн , nн vн
где vн объемный КПД насоса.
Поршневой компрессор (рис. 1.12) имеет цилиндр 2, в котором движется поршень. Возвратнопоступательное движение поршня обеспечивается при водимым от двигателя коленчатым валом 6 и шатуном 5. На крышке цилинд ра имеются автоматически действующие всасывающий и нагнетательный клапаны 3 и 4. При движении поршня вниз от верхней «мертвой» точки в ци линдре создается разрежение, клапан 3 открывается и происходит всасывание наружного воздуха. При движении поршня вверх клапан 3 закрывается, и
воздух в цилиндре сжимается. Давление в цилиндре достигает опре Всасывание Нагнетание деленой величины (обычно 0,8 МПа), клапан 4 от
крывается, и сжатый воздух выталкивается из ци линдра по воздуховоду в воздухосборник. За один оборот коленчатого вала происходит полный цикл компрессора − всасывание воздуха, сжатие его и на гнетание. Поршневые компрессоры бывают одно и многоцилиндровые с одно и многоступенчатым сжатием. Для обеспечения более долговечной рабо ты компрессор снабжают системой жидкостного или воздушного охлаждения.
Рис.1.12.Схема поршневого Компрессоры, применяемые в строительных ма
1– поршень компрессора; 2– цилиндр; 3, 4 – клапаны
35
шинах, как правило, имеют более простую и дешевую воздушную систему охлаждения. При наиболее распространенном давлении воздуха, используе мого в пневматических строительных машинах (до 0,8 МПа) и производи тельности до 1 м/мин, компрессоры изготовляют с одноступенчатым сжатием как простые и дешевые, при более высокой производительности – с двух ступенчатым сжатием, обеспечивающим компрессору более высокий КПД (на 10...15 %) и большую долговечность.
Ротационные компрессоры (рис. 1.13) представляют собой цилиндр 8, в котором вращается эксцентрично расположенный ротор 9. В пазах ротора расположены лопатки 7, которые при вращении под действием центробеж ных сил плотно прижимаются к внутренней поверхности цилиндра.
Впрыскивание масла
Рис. 1.13. Схема ротационного маслокомпрессора: 1…5– полости
Между лопатками и цилиндром образуются полостиячейки 1...6, в ко торых происходят процессы всасывания воздуха 1...2, его сжатия 3...4 и на гнетания в воздухосборник 5...6. В период сжатия воздуха во внутреннюю полость компрессора автоматически впрыскивается масло, которое охлаждает сжатый воздух, смазывает трущиеся детали и улучшает компрессию, образуя масловоздушную смесь. Промышленностью выпускаются передвижные ро тационные компрессоры производительностью до 10 м/мин с давлением до
0,8 МПа.
Винтовые компрессоры (рис. 1.14) представляют собой два ротора 2 и 3 винтообразной формы, помещенные в корпус и соединенные зубчатыми ко лесами 4 и 5, синхронизирующими вращение роторов. Один из винтов явля ется ведущим, другой − ведомым.
Рис. 1.14. Общий вид винтового компрессора со снятой крышкой:
1– корпус; 2,3 – роторы; 4, 5 – зубчатые колеса
36
Винты имеют постоянное поперечное сечение и помещаются в цилиндри ческих расточках корпуса, которые пересекаются между собой, образуя в по перечном сечении фигуру восьмерки. Зубья, образующие винты, в попереч ном сечении очерчены специальными выпуклыми и вогнутыми кривыми и имеют профиль, создающий теоретически беззазорное зацепление. Действи тельные зазоры определяются точностью изготовления. В корпусе насоса с противоположных торцов по диагонали расположены всасывающий и нагне тательный патрубки. За один оборот ведущего винта происходит подача в нагнетательный патрубок нескольких порций воздуха, число которых опре деляется числом зубьев ведущего винта. При высоких скоростях вращения число порций воздуха, выталкиваемых в единицу времени, достаточно велико и колебание давления в воздухопроводе становится незаметным. Компрес сорные передвижные станции с винтовыми компрессорами имеют произво дительность до 10 м3/мин при давлении до 0,8 МПа. В компрессорных уста новках, как правило, имеется воздухоподготовительная аппаратура (рис. 1.15), обеспечивающая очистку сжатого воздуха от посторонних примесей и стабильное давление на входе в пневмодвигатели.
Атмосферный воздух вначале проходит через фильтрвоздухоочиститель 1, затем по всасывающему трубопроводу 2 поступает в компрессор 14. В на гретый в компрессоре сжатый воздух насосом 4 по трубопроводам 3 впры скивают охлажденное масло. Охлажденная масловоздушная смесь, пройдя через открытый обратный клапан 13 по нагнетательному трубопроводу 12, поступает в воздухосборник 5. В воздухосборнике масловоздушная смесь проходит через масловлагоотделитель 11 и клапан 6, регулирующий мини мальное давление. После этого чистый воздух попадает в раздаточную ко лонку 9 с вентилями 8 для потребления сжатого воздуха и клапаном 7 для стравливания воздуха.
Рис. 1.15. Схема воздухоподготовительной аппаратуры компрессорной установки:
1– фильтр; 2, 3, 13– трубопроводы; 4– насос; 5– воздухосборник; 6, 10– клапаны; 7– кла пан; 8– вентиль; 9– колонка; 11– масловлагоотделитель; 14– компрессор
37
Кроме этого, на воздухосборнике устанавливается предохранительный клапан 10. Воздухосборник изготовляют и испытывают в соответствии с тре бованиями Правил устройства и безопасной эксплуатации сосудов, работаю щих под давлением.
Привод ручных машин осуществляется непосредственно от пневматиче ских двигателей, в которых энергия сжатого воздуха преобразуется в механи ческую энергию. Их выполняют обычно в едином корпусе с ручной машиной. При этом применяют двигатели: поршневые − мощностью 0,4...4 кВт с час тотой вращения до 3000 мин1; турбинные − мощностью до 0,4 кВт при часто те вращения до 15000 мин1 и ротационные − мощностью 2...3 кВт с частотой вращения до 20000 мин1. Малая удельная масса ротационных двигателей (кг/кВт), которая примерно в 10 раз меньше, чем у поршневых, а также про стота их конструкций и несложное реверсирование обеспечили им широкое применение. Положительным свойством пневматических двигателей для многих ручных машин является также их мягкая механическая характеристи ка.
1.6. Трансмиссии строительных и дорожных машин
Трансмиссии — это устройства, обеспечивающие передачу движения от силовой установки к исполнительным механизмам и рабочим органам маши ны. Они позволяют изменять по величине и направлению скорости, крутящие моменты и усилия. По способу передачи энергии трансмиссии подразделяют на механические, электрические, гидравлические, пневматические и комби нированные. Наиболее распространены механические, гидравлические и комбинированные трансмиссии. Одним из основных показателей эффектив ности работы трансмиссий является их КПД [10]
ри,м / рc,у,
где ри,м, рс,у – мощность исполнительного механизма и силовой установки рабочего органа.
Передаточное отношение |
|
i с,у / и,м, |
(1.21) |
где с,у, и,м – угловые скорости вращения силовой установки и исполни
тельного механизма рабочего органа.
К важным показателям трансмиссии относится их степень прозрачности, под которой понимается способность трансмиссии передавать колебания внешней нагрузки силовой установке.
38
Механические трансмиссии. Они включают в себя механические переда чи, муфты, тормоза и другие элементы, обеспечивающие передачу движения. Механические передачи по принципу работы делят на: передачи трением с непосредственным контактом тел качения (фрикционные) и с гибкой связью (ременные) ; передачи зацеплением с непосредственным контактом (зубчатые
ичервячные) и с гибкой связью (цепные).
Вфрикционных передачах движение осуществляется с помощью сил трения скольжения. Сила трения скольжения для движущегося тела 1 (рис. 1.16) относительно поверхности 2 со скоростью V составит
F fQ, |
(1.22) |
где f – коэффициент трения; Q – нормальное усилие, действующее в контак те
Значение f зависит от материала трущихся пар, смазки и других парамет ров.
Рис. 1.16. Схема к определению сил трения скольжения
Ориентировочно для трения без смазки стали по чугуну f = 0,12...0,18, стали или чугуна по фрикционной пластмассе и коже f = 0,25...0,45, для тре ния стальной пары в масле f = 0,03...0,05. Реакция одного тела на другое К при движении отклоняется на угол трения р. Так как F Qtg , то f tg , от куда arctgf .
Схемы простейших фрикционных передач с постоянным передаточным отношением показаны на рис. 1.17.
Рис. 1.17. Схемы фрикционных передач: а) –с цилиндрическими катками; б) –с коническими катками
Необходимое усилие прижатия Q трущихся катков для передачи полезного окружного усилия F определяется по формуле (1.22):
|
|
39 |
Q |
F/f , |
(1.23) |
где – коэффициент запаса сцепления, принимаемый для силовых передач равным 1,25...1,5.
В связи с упругим проскальзыванием ведомого катка его окружная ско
рость |
(1.24) |
2 1, |
где – коэффициент, учитывающий упругое скольжение; для передач, рабо тающих без смазки, = 0,995...0,99; 1 – окружная скорость ведущего катка.
Передаточное отношение фрикционной передачи (рис. 1. 16) |
|
i n1 /n2 d2 /d1 , |
(1.25) |
где п1 и п2 – частоты вращения ведущего и ведомого тел качения.
При выполнении одного из тел качения с переменным радиусом качения можно получить фрикционную передачу с переменным передаточным отно шением (вариатор). К достоинствам таких передач следует отнести простоту формы тел качения и равномерность вращения.
К недостаткам относятся большие нагрузки на валы и подшипники, необ ходимость в применении специальных прижимных устройств и опасность по вреждения и быстрого износа поверхностей в случаях буксования тел каче ния.
Простейшая ременная передача (рис. 1.18) состоит из ведущего и ведомо го шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего окруж ные усилия с помощью сил трения.
Рис. 1.18. Схема простейшей ременной передачи:
1– плоскоременная; 2– клиноременная; 3– круглого сечения; 4– поликлиноременная
Ремни выполняют плоскими 1, клиновыми 2, поликлиновыми 4 и кругло го сечения 3. Необходимым условием работы ременной передачи является натяжение ремня, которое должно сохраняться в условиях эксплуатации. На тяжение осуществляется перемещением одного из шкивов, натяжным роли ком (рис. 1.19, а) или пружиной, автоматическим устройством, обеспечиваю щим регулирование натяжения в зависимости от нагрузки.
40
Рис. 1.19. Схемы ременных передач: а) − с натяжным роликом; б) − с перекрещивающемся ремнем; в) − с перпендикулярными осями
Ременные передачи, как правило, применяют для передачи движения па раллельными валами, вращающимися в одну сторону (открытые передачи). В легких передачах благодаря закручиванию ремня возможна передача движе ния между параллельными валами, вращающимися в разные стороны (рис. 1.19, б) и между перпендикулярными осями (рис. 1.19, в).
Основными требованиями, предъявляемыми к ремням, являются: необхо димая прочность при переменных напряжениях и износостойкость; достаточ ный коэффициент трения со шкивом; невысокая изгибная жесткость. Этим требованиям удовлетворяет высококачественная кожа, однако вследствие де фицитности применяется редко. Наиболее распространенными являются про резиненные тканевые ремни, имеющие достаточно высокую нагрузочную способность, удовлетворительную долговечность при работе со скоростями до 30 м/с. Основным несущим элементом этих ремней является высокопроч ная хлопчатобумажная ткань – бельтинг. В последние годы стали чаще при менять ремни из синтетических материалов, допускающие рабочие скорости до 75 м/с и 20 имеющие значительно большие прочность и долговечность. В некоторых случаях используют ременные передачи мощностью до 3000 кВт с передаточным отношением до 20.
Величина полезного окружного усилия F, передаваемого ременной пере дачей, в соответствии с формулами Эйлера определится как разность натяже
ния в набегающей S1 и сбегающей S2 |
ветвях передачи (см. рис. 1.17): |
|
F S1 S2 |
, |
(1.26) |
S1 /S2 |
ef , |
(1.27) |
где е основание натурального логарифма; f - коэффициент трения между ремнем и шкивом; − угол обхвата шкива ремнем.
Передачи с клиновыми ремнями обладают большей тяговой способностью за счет клинового эффекта. В этом случае в формуле (1.27) вместо коэффици ента трения следует подставлять значение приведенного коэффициента, ко