Курсовая работа: 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 ⁰ С=+15

L_н =4 м,

L_сл =2,5 м,

Н_вс =0,2 м,

Е=кН·м.

Схема №1.

Введение

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 (+15⁰ С) выбираем минеральное масло Индустриальное 20 с плотностью 881–901 кг/м³ , вязкостью при 50⁰ С 17–23 сСт, температурой вспышки 170⁰ С, температурой застывания -20⁰ С.

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 η_мц = 0,87–0,97 определяем диаметр поршня исполнительного механизма.

м; м.

Полученное в 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 φ 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;

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

η_ц = объемный КПД гидроцилиндра, η_ц =0,99–1,0 при резиновых манжетах на поршне;

η_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 НШ‑140 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 ФП‑7 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 [σ] – допускаемое напряжение в материале труб, [σ] =(0,3–0,5)σ_в, σ_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 λ подсчитывается для круглых труб по формуле .

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

,

где λ_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;

∑ξ – 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 μ=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;

σ_т – предел текучести материала: для стали 35 σ_т =300МПа,

ψ – коэффициент прочности для цельнотянутой трубы, ψ=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 σ_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 η_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 η_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 =45⁰ С;

α₁ =10–15 ккал/м² ч·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 ƒ_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 ·φ^-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; λ_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