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
Lн=4 м,
Lсл=2,5 м,
Нвс=0,2 м,
Е=/>кН·м.
Схема №1.
Введение
Подгидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один илинесколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движениемеханизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестверабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.
Широкое применение гидроприводов в станкостроенииопределяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и,прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченныхразмерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазонбесступенчатого регулирования скорости, возможность работ в динамическихрежимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы отперегрузки и точный контроль действующих усилий.
К основнымпреимуществам гидропривода следует отнести также высокое значение коэффициентаполезного действия, повышенную жесткость и долговечность.
Гидроприводыимеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Этопотери на трение и утечки, снижающие коэффициент полезного действия гидроприводаи вызывающие разогрев рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазорыподвижных элементов в допустимых пределах полезны, поскольку улучшают условиясмазывания и теплоотвода, в то время как наружные утечки приводят к повышенномурасходу масла, загрязнению гидросистемы и рабочего места. Необходимостьприменения фильтров тонкой очистки для обеспечения надежности гидроприводовповышает стоимость последних и усложняет техническое обслуживание.
Наиболееэффективно применение гидропривода в станках с возвратно-поступательнымдвижением рабочего органа, в высокоавтоматизированных многоцелевых станках ит.п. Гидроприводы используются в механизмах подач, смены инструмента, зажима,копировальных суппортах, уравновешивания и т.д.
1. Выборрабочей жидкости
Учитываяклиматические условия работы очистного комбайна (+150С) выбираемминеральное масло Индустриальное 20 с плотностью 881–901 кг/м3,вязкостью при 500С 17–23 сСт, температурой вспышки 1700С,температурой застывания -200С.
2. Определениеосновных параметров гидросистемы
1. Устанавливаемрасчетное усилие в цилиндре с учетом потерь давления и сниженияпроизводительности насоса
/>
где Кз.у.– коэффициент запаса по условию, Кз.у.=1,15–1,25;
Р – усилие наштоке гидроцилиндра, необходимое для привода в движение исполнительногомеханизма.
/> кН
/> кН/>
2. Пополученной расчетной назгрузке Рр и давлению рном=10 (длягидроцилиндров с усилием на штоке 30–60 кН), с учетом механического КПДгидроцилиндра ηмц= 0,87–0,97 определяем диаметр поршняисполнительного механизма.
/>
/>м; /> м.
Полученное D округляем до ближайшегостандартного в соответствии с ГОСТ 6540–64 принимаем />=100 мм, D2=100 мм иодновременно находим dшт.
3.Устанавливаем диаметр штока из условия прочности
/>
где nз=2,0 коэффициент запасапрочности;
E=2·106МПа – модуль упругости материала штока;
S – ход поршня, м.
/> м
/> м
Округляем диаметрштока до стандартного значения и принимаем диаметр штока 25 мм и 25 мм
5. Вычисляемотношение φ поршня к штоковой площади поршня
/>
/> />
6. Определяемсреднюю рабочую скорость поршня в гидроцилиндре при движении в сторону штоковойполости
/>
где T – время двойного ходапоршня при рабочем и обратном ходе,
включаяпаузу;
∆t=0,1с – длительностьсрабатывания распределителя.
/> м/с />м/с
Расчетнаяскорость поршня при рабочем ходе с учетом запаздывания вследствие утечек междупоршнем и цилиндрической поверхностью гидроцилиндра равна
/>
где kv=1,1–1,2 – коэффициент,учитывающий утечки в гидроцилиндре.
/>м/с; />м/с
7. Необходимаяподача насоса в гидроцилиндр
/>
где nц-число гидроцилиндров, вкоторые насос одновременно подает масло;
ηобн-объемныйКПД насоса, средние его значения принимаем в соответствии с рабочим давлением итипом насоса;
ηц=объемный КПД гидроцилиндра, ηц=0,99–1,0 при резиновых манжетахна 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 техническойхарактеристике шестеренный насос типа НШ‑140 с Q=154 л/мин и рном=10МПа.
8. Определяемрасход гидроцилиндров во время рабочего хода:
/>
/> м3/с
Выбираемреверсивный золотник типа Г74–24 с Q=70 л/мин и р=20 МПа, обратный клапан 2БГ52–14с Q=5–70 л/мин и р=5–20МПа и фильтр ФП‑7 с тонкостью фильтрации 25 Q=100 л/мин, р=20МПа,
9. Определяемдиаметр всасывающего трубопровода к насосу, м:
/>,
где Vвс – средняя скорость маславо всасывающем трубопроводе, Vвс=0,8–1,2 м/с в трубопроводах диаметром до 25 мми 1.2–1.5 м/с при диаметрах свыше 25 мм.
Qн-количество жидкости,
/> м
Диаметрнагнетательного трубопровода, м, принимая Vнаг=3 м/с:
/>м
Подсчитываемтолщину 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;
Определимтолщину стенки всасывающей трубы, м:
/>м
Всоответствии со стандартными диаметрами труб по ГОСТ 8732–58 dвс=50 мм, dнаг=24 мм, определяемистинные средние скорости течения рабочей жидкости в них по формуле, м/с:/>
/>
/> м/с
/> м/с
На основаниисхемы разводки трубопроводов производим подсчет
потерь напорана прямых участках и местных сопротивлениях, раздельно для всасывающей,нагнетательной и сливной магистралей. Для чего предварительно устанавливаемчисло Рейнольдса для каждой из них, которое характеризует режим движенияжидкости. Число Рейнольдса на линиях подвода и слива рабочей жидкостиопределяем по формуле:
/>
где Vi – средняя скоростьсоответственно в линии подвода или слива;
di – внутренний диаметртруб подвода или слива.
Определимчисло Рейнольдса для подводящего трубопровода:
/>
Определимчисло Рейнольдса для нагнетательного трубопровода:
/>
Режиматечения жидкости ламинарный Re .
/>
/>
Считаем потерюдавления на трение по длине нагнетательной, всасывающей и линии сливамагистрали:
/>,
где λi – коэффициентсопротивления на линии подвода и слива;
p‑плотность рабочейжидкости;
li – длина трубопровода наподводе и сливе одинакового диаметра di.
/> кПа
Расчитываемсуммарные потери в нагнетательном трубопроводе:
/>
/> кПА
Вовсасывающем трубопроводе:
/>
/> кПа
/>
/>кПа
Считаем сливжидкости:
/>
/> кПа
/>/>/>
/>/> кПа
Рабочеедавление для выбора напорного золотника и насоса:
/>
/>/>МПа
Необходимаяпроверка всасывающей магистрали гидронасоса на неразрывность потока:
/>,
где Hвс-геометрическая высотавсасывания;
∑ξ– сумма коэффициентов местных сопративлений на линии всасывания насоса;
Vвс – скорость движениярабочей жидкости во всасывающей магистрали.
/>
Условиесоблюдается, диаметр всасывающего трубопровода определен правильно.
Усилие,создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе, равно
/>,
/> кН
где p – рабочее давление вжидкости;
F – площадь поршня прирабочем ходе />;
Rшт – сопротивлениеуплотнения штока;
Rп – сопротивлениеуплотнения поршня;
Rс – сопротивление отвытекания масла из штоковый полости гидроцилиндра.
Определяемусилие трения Rшт
/>,
гдеμ=0,10–0,13 – коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока;
b – высота активной частиманжеты.
/>кН
Усилие тренияRп для манжетных уплотненийпоршня:
/>
/>Н
Расчетсопротивления Rс – от вытекания масла со стороны штоковой полости.
/>/>/>,
/>Н,
где pс – давление в штоковойполости.
Сопоставляемусилие Pф развиваемое в гидроцилиндре, с требуемым по условиям работымеханизма Pр и находим коэффициент kзу/>
/>.
/>; />
Определяемтолщину стенок силового гидроцилиндра
/>,
где pпроб – пробное давление, скоторым осуществляется гидравлическое испытание цилиндра;
σт– предел текучести материала: для стали 35 σт=300МПа,
ψ – коэффициентпрочности для цельнотянутой трубы, ψ=1;
n – коэффициент запасапрочности при давлениях до 30МПа, n≥3;
с – прибавкак толщине стенки на коррозию наружной поверхности цилиндра; с=2–3 мм.
/> мм;
Толщинаплоского донышка гидроцилиндра
/>
/> мм;
где σр– допускаемое напряжение для материала донышка гидроцилиндра.
Под рабочимдавлением pp понимают наибольшее давление в гидросистеме
в условияхэксплуатации, т.е. при наличии толчков и гидравлических ударов. Условноедавление pу соответствует отсутствию гидравлических ударов в гидросистеме ина него настраивают предохранительные клапаны. Пробное давление pпроб соответствует условиямпроверки корпусов элементов гидросистемы на прочность.
Напорныйтрубопровод подлежит проверке на гидравлический удар в случае внезапного егоперекрытия, для чего определяем величину ударного давления
/>/>,
/> МПа
По величине pуд проверяется толщинастенки труб и гидроцилиндра.
Определениеобъемных потерь рабочей жидкости в гидросистеме
/>,
где ∆Qн, ∆Qгц, ∆Qзол – объемные утечкирабочей жидкости в насосе, гидроцилиндре и золотнике, численное значениепоследних 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
ОпределениеКПД гидросистемы
Объемный КПДгидропривода
/>;
/>
ГидравлическийКПД гидропривода
/>;
/>
МеханическийКПД гидропривода
/>,
/>
где ηмех.н– механический КПД насоса, принимается по его характеристике.
Общий КПДгидропривода
/>,
/>
Устанавливаемсредние скорости перемещения поршня в гидроцилиндре:
Рабочий ход
/>
/>м/мин
Холостой ход />
/>м/мин
Общее времяцикла за один ход
/>.
/>
Мощность,сообщенная рабочей жидкости насоса
/>,
/> кВт
Полезнаямощность гидроцилиндров
/>,
/>кВт
Общий КПДгидропривода
/>
/>
3. Тепловой расчет гидросистемы
Тепловойрасчет гидросистемы на отдачу выделяемого в ней тепла в период устойчивогосостояния, 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, учитывающийнепрерывность работы гидропривода, для гидроцилиндра
/>;
/>
Fб – наружная поверхностьбака, м2;
t1-t0=450С;
α1=10–15ккал/м2ч·гр – коэффициент теплоотдачи наружных поверхностей вокружающую среду.
/> м2
/> м2
Отсюда объембака для питания гидросистемы при заполнении маслом на 80% равен
/>,
/>м3
Принимаем постандартному ряду бак объемом 630 л.
4. Выборспособа регулирования скорости объемного гидродвигателя
1. Дроссельустановлен на входе. Жидкость подается насосом через регулируемый дроссель ираспределитель в одну из полостей силового цилиндра. Необходимо давление всистеме поддерживается педохранительным клапаном.
Скоростьпоршня в силовом гидроцилиндре определяется по уравнению:
/>,
где ƒдр-максимальноепроходное сечение дросселя, см2;
fдр=/>см2;
Qн – производительностьнасоса см3/с;
pдр – настройкапредохранительного клапана, кг/см2;
Uдр – степень открытияпроходного сечения дросселя или параметр регулирования;
Fп – площадь поршня, см2;
P – нагрузка на поршень, H;
pн – давление насоса, H/см2.
При этомспособе регулирования с ростом нагрузки падает скорость Vп.
Задаваяразличные 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, строиммеханическую характеристику гидропривода с дросселем на входе.
2. Дроссельустановлен на выходе. Скорость поршня в силовом гидроцилиндре/>
/>,
где Fс=Fп·φ-1=/>
/>см/мин
Механическаяхарактеристика с дросселем на выходе имеет тот же вид, как и на входе.
5. Срокислужбы гидросистемы
В процессерасчета гидропривода и выбора элементов гидросистемы необходимо уметь оценитьнаработку до первого отказа всей системы в целом на основе знания интенсивностиотказов каждого элемента и их числа/>
/>,
/>1/час
где ni – число однотипныхэлементов системы; λI – средняя интенсивность отказов элементов,1/час.
Наработкагидросистемы до первого отказа, час./>
/>
/>.
/>час.
Библиографическийсписок
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. Гидравликаи гидропривод горных машин. – М.: Машиностроение, 1979, с. 319
4. Хорин В.Н. Объемныйзабойного оборудования. М.: Недра, 1968, с. 169