Курсовая работа: Очистной комбайн
Название: Очистной комбайн Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа |
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 Lн =4 м, Lсл =2,5 м, Нвс =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 Кз.у. – коэффициент запаса по условию, Кз.у. =1,15–1,25; Р – усилие на штоке гидроцилиндра, необходимое для привода в движение исполнительного механизма. кН кН 2. По полученной расчетной назгрузке Рр и давлению рном =10 (для гидроцилиндров с усилием на штоке 30–60 кН), с учетом механического КПД гидроцилиндра ηмц = 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 dшт . 3. Устанавливаем диаметр штока из условия прочности где nз =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 kv =1,1–1,2 – коэффициент, учитывающий утечки в гидроцилиндре. м/с; м/с 7. Необходимая подача насоса в гидроцилиндр где nц -число гидроцилиндров, в которые насос одновременно подает масло; ηобн -объемный КПД насоса, средние его значения принимаем в соответствии с рабочим давлением и типом насоса; ηц = объемный КПД гидроцилиндра, ηц =0,99–1,0 при резиновых манжетах на поршне; ηзол = 0,96–0,98 – объемный КПД золотника. м3 /с, м3 /с м3 /с=132 л/мин По величине Qн и p выбираем по технической характеристике шестеренный насос типа НШ‑140 с Q=154 л/мин и рном =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 Vвс – средняя скорость масла во всасывающем трубопроводе, Vвс =0,8–1,2 м/с в трубопроводах диаметром до 25 мм и 1.2–1.5 м/с при диаметрах свыше 25 мм. Qн -количество жидкости, м Диаметр нагнетательного трубопровода, м, принимая Vнаг =3 м/с: м Подсчитываем толщину стенки трубы: , где [σ] – допускаемое напряжение в материале труб, [σ] =(0,3–0,5)σв, σв – 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 dвс =50 мм, dнаг =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 Vi – средняя скорость соответственно в линии подвода или слива; di – 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 λi – коэффициент сопротивления на линии подвода и слива; p‑плотность рабочей жидкости; li – длина трубопровода на подводе и сливе одинакового диаметра di . 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 Hвс -геометрическая высота всасывания; ∑ξ – сумма коэффициентов местных сопративлений на линии всасывания насоса; Vвс – 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 ; Rшт – сопротивление уплотнения штока; Rп – сопротивление уплотнения поршня; Rс – сопротивление от вытекания масла из штоковый полости гидроцилиндра. Определяем усилие трения Rшт , где μ=0,10–0,13 – коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока; b – высота активной части манжеты. кН Усилие трения Rп для манжетных уплотнений поршня: Н Расчет сопротивления Rс – от вытекания масла со стороны штоковой полости. , Н, где pс – давление в штоковой полости. Сопоставляем усилие Pф развиваемое в гидроцилиндре, с требуемым по условиям работы механизма Pр и находим коэффициент kзу . ; Определяем толщину стенок силового гидроцилиндра , где pпроб – пробное давление, с которым осуществляется гидравлическое испытание цилиндра; σт – предел текучести материала: для стали 35 σт =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 σр – допускаемое напряжение для материала донышка гидроцилиндра. Под рабочим давлением pp понимают наибольшее давление в гидросистеме в условиях эксплуатации, т.е. при наличии толчков и гидравлических ударов. Условное давление pу соответствует отсутствию гидравлических ударов в гидросистеме и на него настраивают предохранительные клапаны. Пробное давление pпроб 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 pуд проверяется толщина стенки труб и гидроцилиндра. Определение объемных потерь рабочей жидкости в гидросистеме , где ∆Qн , ∆Qгц, ∆Qзол – объемные утечки рабочей жидкости в насосе, гидроцилиндре и золотнике, численное значение последних определяем по их техническим характеристикам; nц – число гидроцилиндров, питаемых от насоса одновременно. Поэтому: , где ηобн – объемный КПД насоса; pн – давление создаваемое насосом. ∆Qзол =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 ηмех.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 Qн -подача насоса, л/мин; pн – давление насоса, кгс/см2 ; kв -коэффициент, учитывающий непрерывность работы гидропривода, для гидроцилиндра ; Fб – 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 ƒдр -максимальное проходное сечение дросселя, см2 ; fдр =см2 ; Qн – производительность насоса см3 /с; pдр – настройка предохранительного клапана, кг/см2 ; Uдр – степень открытия проходного сечения дросселя или параметр регулирования; Fп – площадь поршня, см2 ; P – нагрузка на поршень, H; pн – давление насоса, H/см2 . При этом способе регулирования с ростом нагрузки падает скорость Vп . Задавая различные значения Uдр от 1 до 0, а также полагая P1 =P/Fп находим Vп =0, а при P=0, при Uдр =1 см/мин, При Uдр =0,5 см/мин Vп -максимум, строим механическую характеристику гидропривода с дросселем на входе. 2. Дроссель установлен на выходе. Скорость поршня в силовом гидроцилиндре , где Fс =Fп ·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 ni – число однотипных элементов системы; λI – 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 |