Министерство образования и науки Украины
Донецкийнациональный технический университет
Кафедра«Энергомеханические системы»Курсовая работа
По дисциплине: «Гидравлика и гидропривод»
Тема работы: Расчётгидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины
Выполнил ст. гр. Мех-08б
Нестеренко Д.Е.
Руководитель работы Яковлев В.М.
Донецк — 2010
Реферат
Курсоваяработа содержит: 20 лист, 2 рисунка, 1 таблица.
Объект исследования –гидропривод тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины.
Цельработы: разработать гидравлическую схему гидропривода тормоза однобарабаннойшахтной подъемной машины.
В даннойкурсовой работе производится разработка и исследование гидропривода — составлена принципиальная гидравлическая схема, выбран насос; выбрана рабочаяжидкость, рассчитаны трубы гидролиний и потери давления в них.
Гидролиния,насос, диаметр поршня, гидроцилиндр, абсолютное давление
Содержание
Введение
1. Составление и анализ схем, выбордавления
1.1 Составление и анализ гидравлической схемы
1.2 Выбор стандартного давления
2. Выбор гидромашин и рабочей жидкости
2.1 Основные технические характеристики гидроцилиндра
2.2 Выбор насосов
2.3 Выбор рабочей жидкости
3. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных устройств
4. Расчет труб гидролиний и потерь давления
4.1 Расчетный диаметр труб
4.2 Расчет толщины стенки трубы
4.3 Потери давления в гидролиниях по длине
4.4 Потери давления в местных сопротивлениях
5. Сила давления на колено трубы
6. Давление срабатывания предохранительного клапана
7. Рабочие режимы насоса
8. Мощность насоса
9. Проверка рабочего режима насоса на кавитацию
10. Эксплуатация и техника безопасности
Выводы
Список источников
Введение
Гидропривод– это совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение машин имеханизмов посредством гидравлической энергии. Обязательными элементамигидропривода являются насос и гидродвигатель.
Косновным преимуществам гидропривода относятся: возможность универсальногопреобразования механической характеристики приводного двигателя в соответствиис требованиями нагрузки; простота управления и автоматизации; простотапредохранения приводного двигателя и исполнительных органов машин отперегрузок; широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходногозвена; большая передаваемая мощность на единицу массы привода; надежная смазкатрущихся поверхностей при применении минеральных масел в качестве рабочихжидкостей.
Кнедостаткам гидропривода относятся: утечки рабочей жидкости через уплотнения изазоры, особенно при высоких значениях давления; нагрев рабочей жидкости, чтотребует применения специальных охладительных устройств и средств тепловойзащиты; более низкий КПД (по приведенным выше причинам), чем у сопоставимыхмеханических передач.
Сейчаструдно назвать область техники, где бы ни использовался гидропривод.Эффективность, большие технические возможности делают его почти универсальнымсредством при механизации и автоматизации различных технологических процессов.
1. Составлениеи анализ схемы, выбор давления
1.1 Составление и анализгидравлической схемы
Схема состоит: из бака 1;фильтров 2, 3; гидроцилиндров 4, 5; обратных клапанов 6, 7; переливного клапана8; насосов 9, 10; распределителя 11; дроссель 12; реверсивного золотника 13 (рис.1).
/>
Рисунок 1. Гидравлическаясхема гидропривода
1.2 Выбор стандартногодавления
Стандартные давлениянормализованы ГОСТ 12445-80. Завод изготовитель подъемных машин принимаетдавление 1,25 МПа. Более перспективными будут давления 1,6; 2,5 МПа. Принимаемдавление 1,6 МПа.
2. Выбор гидромашин ирабочей жидкости
2.1 Основные техническиехарактеристики гидроцилиндра
Расчетный диаметр поршня
/>
где: Р – принятоестандартное давление;
ηдг,ηдм – соответственно гидравлический и механический КПД
гидроцилиндра, ηдг≈ 1,0, ηдм = 0, 95.
/> м
Стандартный диаметрпоршня Dp принимается ближайший (больший) всоответствии с ГОСТ 6540-68 и ГОСТ 12447-80. Принимай диаметр поршня равный 140 мм.
Максимальное рабочеедавление гидроцилиндра при расторможении:
/>.
/> Па
Максимальный расходгидроцилиндра:
/>,
2/> />
где: ηдо –объемный КПД гидроцилиндра, ηдо = 0,98-0,99.
Рабочее давление при торможении:
/>,
где: dд – стандартный диаметр штока (применяем шток диаметром50 мм).
/> Па
2.2 Выбор насосов
По Qд и Рн = (1,1…1,15)∙Рдо выбираютсяоднотипные насосы. Рекомендуется шестеренные или пластинчатые насосы с Qн ≥ Qд.
Выбираем шестеренныйнасос типа Г11-24А, с техническими характеристиками:
Номинальное давление 2,5МПа
Номинальная подача 33,4л/мин
Частота вращения 1440 мин/>
Объемный КПД 0,84
Полный КПД 0,8
Высота всасывания 0,2 м
2.3 Выбор рабочейжидкости
Выбираем маслоиндустриальное 45, с техническими характеристиками:
Диапазон рабочихтемператур -5+60 />
Вязкость кинематическаяпри 50/> 38-52 мм/>/с
Плотность 886-916 кг/м/>
3. Выбор гидроаппаратурыи вспомогательных устройств
По соответствующимрасходам и давлениям выбирается гидроаппаратура, фильтры, бак и манометр.
Выбираем приемный фильтр С41-21с техническими характеристиками:
Номинальный расход 40л/мин
Номинальная тонкостьфильтрации 160 мкм
Допускаемая потерядавления 0,008 МПа
Выбираем манометр МТП-100/1-100х2,5.Манометр трубчатый показывающий, с верхним пределом измеряемого давления равным4МПа, с классом точности 2,5.
Вместимость бака выбираемв соответствии с номинальной подачей насоса, равная 40 дм/>.
Выбираем обратный клапанГ51-24 с техническими характеристиками:
Номинальный расход масла 70 л/мин
Номинальное давление 20МПа
Потеря давления при ном.расходе 0,2 МПа
Выбираем распределитель ПГ73-35Ас техническими характеристиками:
Расход масла 100 л/мин
Давление номинальное 12,5МПа
Потери давления при ном.расходе 0,1 МПа
Реверсивный золотникГ74-24:
Расход масла 70 л/мин
Рабочее давление 20 МПа
Потеря давления 0,15 МПа
Выбираем переливнойклапан Г54-24:
Расход масла 70 л/мин
Рабочее давление 2,5 МПа
Потеря давления 0,25 МПа
Дроссель типа Г77-14:
Расход масла 70 л/мин
Рабочее давление 5 МПа
Потеря давления 0,3 МПа
4. Расчет труб гидролинийи потерь давления
4.1 Расчетный диаметртруб
/>,
где: Qр – расчетный (максимальный) расход в соответствующейгидролинии
при рабочем ходе поршня;
Vo – оптимальная скорость рабочейжидкости;
для напорных гидролиний Vo = 3-5 м/с;
для сливных — Vo= 2-3 м;
для всасывающих — Vo = 0,7-1,2 м/с.
Для напорных гидролиний (Vo = 4)
/> м
Для сливных гидролиний (Vo= 2)
/> м
Для всасывающихгидролиний (Vo = 1)
/> м
Диаметр труб напорныхгидролиний насосов до тройника принимаются равными диаметру трубы общейнапорной гидролинии.
4.2 Расчет толщины стенкитрубы
Необходимая расчетнаятолщина стенки трубы
δр =δ1 + δ2,
где: δ1 –часть толщины, обеспечивающая достаточную прочность;
δ2 –часть толщины, обеспечивающая необходимую долговечность трубы.
Согласно ГОСТ 3845-75
/>,
где: Рр –расчетное давление на прочность,
Рр = 1,25 Р (Р– максимальное давление в соответствующе гидроли- нии;
σдоп –допустимое напряжение, равное 40 % от временного сопротивле- ния разрыву; для наиболеераспространенных сталей для труб σв = 350-420 МПа;
δ2 –принять равным 1,0 мм, полагая, что скорость коррозии равна 0,2 мм/год, а срокслужбы установки – 5 лет.
/> м
Для напорных гидролиний
/>м
δр=0,00009+0,001=0,00109,м
Для сливных гидролиний
/>м
δр=0,00018+0,001=0,00118,м
По условиям механическойпрочности (случайные удары и т.п.) σ ≥ 2 мм. Окончательно внутренний диаметр труб d, наружныйdн и толщину δ выбирают по ГОСТ 8734-78. Наружныйдиаметр напорной линии принимаем равный 18 мм, толщина стенки 2 мм; сливной линии – 30´2 мм; всасывающей линии — 30´2 мм.
4.3 Потери давления вгидролиниях по длине
Расчет ведем при расходе,соответствующему номинальной подаче насоса. Скоростьжидкости в гидролинии: />.
Для напорных гидролиний
/> м/с
Для сливных гидролиний
/> м/с
Для всасывающихгидролиний
/> м/с
Потери давления по длинев участках гидролиний
/>,
где
λ – коэффициентДарси, зависит от числа Рейнольдса;
/>/>/>,
/>/>
/>
/>=/>
Результаты расчета сведемв таблицу
Таблица 1. Потеридавления в гидролиниях по длине d (диаметр)
/> (скорость) Re
/> Длина Потери Напорн. 0,014 3,09 1443 0,052 7 113802 После раз. 0,014 1,55 722 0,104 1 8129 Слив 0,026 1,79 1554 0,048 7 19134 После раз. 0,026 0,90 777 0,097 1 1367 Всас 0,026 0,90 777 0,097 0,1 137
4.4 Потери давления вместных сопротивлениях
Потери давления вколенах, тройниках и т.п. принимается равным (0,2-0,3)ΣΔРдл.
ΣΔРдл= 113802+19134+137= 122067 Па
ΔР=0,25*122067= 30517 Па
Для гидроаппаратов потеривычисляются исходя из условия автомодельности режима движения жидкости ваппарате.
/>,
где ΔРном– номинальные (паспортные) значения перепада (потери) давления в аппарате при номинальном (паспортном) расходе Qном.Гидроаппарат Потери, Па Фильтр С41-21 4074 Обратный клапан Г51-24 33259 Ревер. Золотник Г74-24 24944 Распределитель ПГ73-35А 8148 ДросельГ77-14 41574
4.5 Полные потеридавления при расчетном расходе
ΔРп =ΣΔРдл + ΣΔРм.
/> Па
5. Сила давления жидкости на коленотрубы
Определяем составляющие Rx, Rz и равнодействующую R сил давления в рабочей жидкости наколено трубы с закруглением 900в месте наибольшего давления:
/>.
Для напорных гидролиний
/>Н
/>Н
6. Давление срабатыванияпредохранительного клапана
Выбирается из условия,что это давление должно быть большим на 25 % максимального расчетного в местеустановки клапана.
/> МПа
7. Рабочие режимы насоса
Рабочие режимы насоса призакрывании и открывании задвижки определяем графически точками пересеченияхарактеристик насоса Рн = f(Q) и гидросети Рс = f(Q) (рис. 2). Характеристику насоса строим по двум точкам – /> и />.
/>
/> л/мин
Характеристика гидросети растормаживании
/>
Сопротивление гидролинии ответвления
/>
/>/>
Сопротивление гидролинииобщего участка
/>
/>/>
Полное сопротивлениегидролинии при растормаживании
/>
/>/>
Для построенияхарактеристики /> составим таблицу.
Таблица 2Q, л/мин P, Па 1,61 5 1,62 10 1,64 15 1,67 20 1,72 25 1,79 30 1,86 35 1,96 40 2,06
/>
Рисунок 2. Рабочий режимнасоса
8. Мощность насоса
Мощность насоса при растормаживании
Nн.п = РАQA/ηн,
/>Вт
где: РА,QA — координаты точек рабочего режима(рис. 2);
ηн – номинальный КПД насоса.
9. Проверка рабочего режима насоса накавитацию
Условие бескавитационнойработы:
Нвак. доп ≥Нвак,
где: Нвак. доп– допустимая вакуумметрическая высота всасывания насоса (по паспорту);
Нвак –вакуумметрическая высота всасывания гидролинии
/>,
где: Нв –геометрическая высота всасывания, определяется условием бескавитационной работынасосов, чаще всего Нв = — (0,1…0,2) м;
Нф – потеринапора в фильтре.
В том случае, если впаспорте насоса указана допустимая геометрическая высота всасывания насоса Ндсппо условию бескавитационной работы должно быть Ндсп ≥ Нв.
/> м
/>
Т. е. условиесоблюдается.
10. Эксплуатация и техника безопасности
Одним из важнейшихтребований, при эксплуатации гидропривода, является чистота рабочей жидкости,поэтому заливку нужно производить через фильтры.
Контроль уровня призаливке жидкости обычно осуществляется визуально с помощью уровнемера, встраиваемогов бак.
Для приводящегоэлектродвигателя желательно сокращение времени пуска, так как при этомсокращается время протекания по его обмоткам пускового тока.
Для правильнойэксплуатации гидропривода необходимо иметь график контроля и замены рабочейжидкости.
Выводы
Разработанагидравлическая схема гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемноймашины. Выбран насос шестерной насос типа ГП-24А; рабочая жидкость — маслоиндустриальное 45; приемный фильтр Г42-34; обратный клапан Г51-24;распределитель ПГ73-35А; дроссельтипа Г77-14. Выбраныдиаметры труб и рассчитаны потери давления в них. Рассчитана мощность насоса врабочем режиме растормаживания.
Список источников
1. Методические указания к курсовой работе по гидроприводу /Сост.:
Заря А.Н., Яковлев В.М. – Донецк: ДПИ, 1990 г.
2. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы:Справочник. – М.:
Машиностроение, 1988 г.
3. Стационарные установки шахт / Под общ. ред. Б.Ф.Братченко.– М.: Недра,
1977 г.
4. Ковалевский В.Ф., Железняков Н.Т., Бейлин Ю.Е. Справочникпо гидроприводам горных машин. – М.: Недра, 1973 г