Очистной комбайн

Курсовой проект

" Очистной комбайн"

Задание:

?Р₁=65 кН, Р₂=35 Кн,

S₁=450 мм,

S₂=350 мм, Т₁=13 сек, Т₂=8 сек, Т ⁰С=+15

L_н=4 м,

L_сл=2,5 м, Н_вс=0,2 м, Е=кН?м.

Схема № 1.

Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.

Широкое применение гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работ в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

К основным преимуществам гидропривода следует отнести также высокое значение коэффициента полезного действия, повышенную жесткость и долговечность.

Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Это потери на трение и утечки, снижающие коэффициент полезного действия гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах полезны, поскольку улучшают условия смазывания и теплоотвода, в то время как наружные утечки приводят к повышенному расходу масла, загрязнению гидросистемы и рабочего места. Необходимость применения фильтров тонкой очистки для обеспечения надежности гидроприводов повышает стоимость последних и усложняет техническое обслуживание.

Наиболее эффективно применение гидропривода в станках с возвратно-поступательным движением рабочего органа, в высокоавтоматизированных многоцелевых станках и т. п. Гидроприводы используются в механизмах подач, смены инструмента, зажима, копировальных суппортах, уравновешивания и т. д.

1. Выбор рабочей жидкости

Учитывая климатические условия работы очистного комбайна (+15⁰С) выбираем минеральное масло Индустриальное 20 с плотностью 881−901 кг/м³, вязкостью при 50⁰С 17−23 сСт, температурой вспышки 170⁰С, температурой застывания -20⁰С.

2. Определение основных параметров гидросистемы

1. Устанавливаем расчетное усилие в цилиндре с учетом потерь давления и снижения производительности насоса где К_з.у. — коэффициент запаса по условию, К_з.у.=1,15−1,25;

Р — усилие на штоке гидроцилиндра, необходимое для привода в движение исполнительного механизма.

кН

кН

2. По полученной расчетной назгрузке Р_р и давлению р_ном=10 (для гидроцилиндров с усилием на штоке 30−60 кН), с учетом механического КПД гидроцилиндра з_мц= 0,87−0,97 определяем диаметр поршня исполнительного механизма.

м; м.

Полученное D округляем до ближайшего стандартного в соответствии с ГОСТ 6540–64 принимаем =100 мм, D₂=100 мм и одновременно находим d_шт.

3. Устанавливаем диаметр штока из условия прочности где n_з=2,0 коэффициент запаса прочности;

E=2?10⁶ МПа — модуль упругости материала штока;

S — ход поршня, м.

м

м Округляем диаметр штока до стандартного значения и принимаем диаметр штока 25 мм и 25 мм

5. Вычисляем отношение ц поршня к штоковой площади поршня

6. Определяем среднюю рабочую скорость поршня в гидроцилиндре при движении в сторону штоковой полости где T — время двойного хода поршня при рабочем и обратном ходе, включая паузу;

?t=0,1с — длительность срабатывания распределителя.

м/с м/с Расчетная скорость поршня при рабочем ходе с учетом запаздывания вследствие утечек между поршнем и цилиндрической поверхностью гидроцилиндра равна где k_v=1,1−1,2 — коэффициент, учитывающий утечки в гидроцилиндре.

м/с; м/с

7. Необходимая подача насоса в гидроцилиндр где n_ц-число гидроцилиндров, в которые насос одновременно подает масло;

з_обн-объемный КПД насоса, средние его значения принимаем в соответствии с рабочим давлением и типом насоса;

з_ц= объемный КПД гидроцилиндра, з_ц=0,99−1,0 при резиновых манжетах на поршне;

з_зол= 0,96−0,98 — объемный КПД золотника.

м³/с, м³/с

м³/с=132 л/мин По величине Q_н и p выбираем по технической характеристике шестеренный насос типа НШ₁₄₀ с Q=154 л/мин и р_ном=10 МПа.

8. Определяем расход гидроцилиндров во время рабочего хода:

м³/с Выбираем реверсивный золотник типа Г74−24 с Q=70 л/мин и р=20 МПа, обратный клапан 2БГ52−14 с Q=5−70 л/мин и р=5−20 МПа и фильтр ФП₇ с тонкостью фильтрации 25 Q=100 л/мин, р=20 МПа,

9. Определяем диаметр всасывающего трубопровода к насосу, м:

где V_вс — средняя скорость масла во всасывающем трубопроводе, V_вс=0,8−1,2 м/с в трубопроводах диаметром до 25 мм и 1.2−1.5 м/с при диаметрах свыше 25 мм.

Q_н-количество жидкости,

м Диаметр нагнетательного трубопровода, м, принимая V_наг=3 м/с:

м Подсчитываем толщину стенки трубы:

где [у] - допускаемое напряжение в материале труб, [у] =(0,3−0,5)у_в, у_в — предел прочности труб на разрыв: сталь 20−40 кН/см²;

Определим толщину стенки всасывающей трубы, м:

м В соответствии со стандартными диаметрами труб по ГОСТ 8732–58 d_вс=50 мм, d_наг=24 мм, определяем истинные средние скорости течения рабочей жидкости в них по формуле, м/с:

м/с

м/с На основании схемы разводки трубопроводов производим подсчет потерь напора на прямых участках и местных сопротивлениях, раздельно для всасывающей, нагнетательной и сливной магистралей. Для чего предварительно устанавливаем число Рейнольдса для каждой из них, которое характеризует режим движения жидкости. Число Рейнольдса на линиях подвода и слива рабочей жидкости определяем по формуле:

где V_i — средняя скорость соответственно в линии подвода или слива;

d_i — внутренний диаметр труб подвода или слива.

Определим число Рейнольдса для подводящего трубопровода:

Определим число Рейнольдса для нагнетательного трубопровода:

Режима течения жидкости ламинарный Re <2300, коэффициент сопротивления л подсчитывается для круглых труб по формуле .

Считаем потерю давления на трение по длине нагнетательной, всасывающей и линии слива магистрали:

где л_i — коэффициент сопротивления на линии подвода и слива;

p_плотность рабочей жидкости;

l_i — длина трубопровода на подводе и сливе одинакового диаметра d_i.

кПа Расчитываем суммарные потери в нагнетательном трубопроводе:

кПА Во всасывающем трубопроводе:

кПа кПа

Считаем слив жидкости:

кПа

кПа Рабочее давление для выбора напорного золотника и насоса:

МПа Необходимая проверка всасывающей магистрали гидронасоса на неразрывность потока:

где H_вс-геометрическая высота всасывания;

?о — сумма коэффициентов местных сопративлений на линии всасывания насоса;

V_вс — скорость движения рабочей жидкости во всасывающей магистрали.

Условие соблюдается, диаметр всасывающего трубопровода определен правильно.

Усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе, равно

кН где p — рабочее давление в жидкости;

F — площадь поршня при рабочем ходе ;

R_шт — сопротивление уплотнения штока;

R_п — сопротивление уплотнения поршня;

R_с — сопротивление от вытекания масла из штоковый полости гидроцилиндра.

Определяем усилие трения R_шт

где м=0,10−0,13 — коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока;

b — высота активной части манжеты.

кН Усилие трения R_п для манжетных уплотнений поршня:

Н Расчет сопротивления R_с — от вытекания масла со стороны штоковой полости.

Н, где p_с — давление в штоковой полости.

Сопоставляем усилие P_ф развиваемое в гидроцилиндре, с требуемым по условиям работы механизма P_р и находим коэффициент k_зу

.

;

Определяем толщину стенок силового гидроцилиндра

где p_проб — пробное давление, с которым осуществляется гидравлическое испытание цилиндра;

у_т — предел текучести материала: для стали 35 у_т=300МПа, ш — коэффициент прочности для цельнотянутой трубы, ш=1;

n — коэффициент запаса прочности при давлениях до 30МПа, n?3;

с — прибавка к толщине стенки на коррозию наружной поверхности цилиндра; с=2−3 мм.

мм;

Толщина плоского донышка гидроцилиндра

мм;

где у_р — допускаемое напряжение для материала донышка гидроцилиндра.

Под рабочим давлением p_p понимают наибольшее давление в гидросистеме в условиях эксплуатации, т. е. при наличии толчков и гидравлических ударов. Условное давление p_у соответствует отсутствию гидравлических ударов в гидросистеме и на него настраивают предохранительные клапаны. Пробное давление p_проб соответствует условиям проверки корпусов элементов гидросистемы на прочность.

Напорный трубопровод подлежит проверке на гидравлический удар в случае внезапного его перекрытия, для чего определяем величину ударного давления

МПа По величине p_уд проверяется толщина стенки труб и гидроцилиндра.

Определение объемных потерь рабочей жидкости в гидросистеме

где ?Q_н, ?Q_гц, ?Q_зол — объемные утечки рабочей жидкости в насосе, гидроцилиндре и золотнике, численное значение последних определяем по их техническим характеристикам;

n_ц — число гидроцилиндров, питаемых от насоса одновременно.

Поэтому:

где з_обн — объемный КПД насоса; p_н — давление создаваемое насосом.

?Q_зол=200 см³/мин=0,2 л/мин,

л/мин,

м³/с=0,37 л/мин

м³/с=0,04 л/мин л/мин Определение КПД гидросистемы Объемный КПД гидропривода

;

Гидравлический КПД гидропривода

;

Механический КПД гидропривода

где з_мех.н — механический КПД насоса, принимается по его характеристике.

Общий КПД гидропривода

Устанавливаем средние скорости перемещения поршня в гидроцилиндре:

Рабочий ход м/мин Холостой ход

м/мин

Общее время цикла за один ход

.

Мощность, сообщенная рабочей жидкости насоса

кВт Полезная мощность гидроцилиндров

кВт Общий КПД гидропривода

3. Тепловой расчет гидросистемы

Тепловой расчет гидросистемы на отдачу выделяемого в ней тепла в период устойчивого состояния, т. е. когда количество тепла выделяется в системе и отводится из нее:

где Q_н-подача насоса, л/мин;

p_н — давление насоса, кгс/см²;

k_в-коэффициент, учитывающий непрерывность работы гидропривода, для гидроцилиндра

;

F_б — наружная поверхность бака, м²;

t₁-t₀=45⁰С;

б₁=10−15 ккал/м²ч?гр — коэффициент теплоотдачи наружных поверхностей в окружающую среду.

м²

м²

Отсюда объем бака для питания гидросистемы при заполнении маслом на 80% равен

м³

Принимаем по стандартному ряду бак объемом 630 л.

4. Выбор способа регулирования скорости объемного гидродвигателя

1. Дроссель установлен на входе. Жидкость подается насосом через регулируемый дроссель и распределитель в одну из полостей силового цилиндра. Необходимо давление в системе поддерживается педохранительным клапаном.

Скорость поршня в силовом гидроцилиндре определяется по уравнению:

где ѓ_др-максимальное проходное сечение дросселя, см²;

f_др=см²;

Q_н — производительность насоса см³/с;

p_др — настройка предохранительного клапана, кг/см²;

U_др — степень открытия проходного сечения дросселя или параметр регулирования;

F_п — площадь поршня, см²;

P — нагрузка на поршень, H;

p_н — давление насоса, H/см².

При этом способе регулирования с ростом нагрузки падает скорость V_п.

Задавая различные значения U_др от 1 до 0, а также полагая P₁=P/F_п находим

V_п=0, а при P=0, при U_др=1

см/мин, При U_др=0,5

см/мин

V_п-максимум, строим механическую характеристику гидропривода с дросселем на входе.

2. Дроссель установлен на выходе. Скорость поршня в силовом гидроцилиндре

где F_с=F_п?ц^-1=

см/мин Механическая характеристика с дросселем на выходе имеет тот же вид, как и на входе.

5. Сроки службы гидросистемы

В процессе расчета гидропривода и выбора элементов гидросистемы необходимо уметь оценить наработку до первого отказа всей системы в целом на основе знания интенсивности отказов каждого элемента и их числа

1/час где n_i — число однотипных элементов системы; л_I — средняя интенсивность отказов элементов, 1/час.

Наработка гидросистемы до первого отказа, час.

.

час.

Библиографический список

1. Гидропривод Башта Т. М. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы. М.: Машиностроение, 1970

2. Ковалевский В. Ф., Железняков Н. Г. Справочник по гидроприводам горных машин. М.: Недра, 1978, с. 504

3. Коваль П. В. Гидравлика и гидропривод горных машин. — М.: Машиностроение, 1979, с. 319

4. Хорин В. Н. Объемный забойного оборудования. М.: Недра, 1968, с. 169