Очистной комбайн

Курсовой проект

"Очистной комбайн"

Задание:

∑Р_>1>=65 кН,

Р_>2>=35 Кн,

S_>1>=450 мм,

S_>2>=350 мм,

Т_>1>=13 сек,

Т_>2>=8 сек,

Т ⁰С=+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 (+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

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

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 D округляем до ближайшего стандартного в соответствии с ГОСТ 6540–64 принимаем =100 мм, D_>2>=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;

t_>1>-t_>0>=45⁰С;

α_>1>=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 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 P_>1>=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