Гидропривод 2

Содержание



Назначение и область применения погрузочной  машины с нагребающими лапами 1ПНБ-2, его конструктивное исполнение………………………………………………………………3



Описание работы гидросхемы погрузочной 

     машины с нагребающими лапами 1ПНБ-2……………………………4



Данные для расчета……………………………………………………..5



 Выбор гидродвигателей ……………………………………………….6



Выбор насоса……………………………………………………………8



Выбор направляющей аппаратуры……………………………………10



Выбор регулирующей аппаратуры……………………………………10



Выбор фильтра………………………………………………………….11



Гидравлический расчет трубопроводов………………………………12



Расчет КПД гидросистемы…………………………………………….18



Тепловой расчет гидросистемы……………………………………….19



Расчет механической и регулировочной 

          характеристики гидропривода ..………………………………………20



     13. Расчет на прочность элементов цилиндра...........................................29



     Список литературы 










1. Назначение и область применения погрузочной 

машины с нагребающими лапами 1ПНБ-2,

 её конструктивное исполнение.





Погрузочная машина непрерывного действия 1ПНБ-2 Копей-ского машиностроительного завода предназначена для погрузки на транспортные средства отделенной от массива горной массы с f ≤ 6, размером погружаемых кусков не более 400 мм при проведении горизонтальных и наклонных до + 8° горных выработок. Минимальные размеры сечений выработки в свету: ширина 2,5 м и высота 1,8 м. Исполнение — рудничное взрывобезопасное.

Машину применяют также в угольных и сланцевых шахтах и рудниках при камерно-столбовой системе разработки.



                         



Погрузочная машина 1ПНБ-2 состоит из следующих основных узлов: нагребающей 1 и ходовой 2 частей, конвейера 3, электрооборудования 4, гидрооборудования, пульта управления 5, оросительной системы.

Нагребающая часть 1 служит исполнительным органом, производящим погрузку материала на скребковый конвейер.   На раме     нагребающей части смонтированы приводы нагребающих лап, промежуточный редуктор и электродвигатель мощностью 20 кВт.           Ходовая часть 2 состоит из рамы, редуктора гусеничного хода с электродвигателем,   балансиров,   поддерживающих   гусеничную цепь опор, натяжных устройств и гусеничных цепей. Редуктор гусеничного хода позволяет получить две скорости движения: рабочую и маневровую, а с помощью фрикционных муфт обеспечивает одновременную и раздельную работу гусениц, осуществляя поворот или движение машины по прямой.

Скребковый конвейер 3 служит для погрузки горной массы, поданной нагребающими лапами, в вагонетки или другие транспортные средства. Конвейер может изгибаться в горизонтальной плоскости относительно продольной оси машины вправо и влево на 45°. Кроме того, он может быть опущен до 150 мм ниже уровня почвы или поднят на 2800 мм выше нее с помощью домкратов для обеспечения погрузки горной массы в транспортные средства различной высоты.



2. Описание работы гидросхемы погрузочной машины с нагребающими лапами 1ПНБ-2.



Гидравлическая система машины предназначена для включения фрикционов редуктора гусеничного хода и питания гидродомкратов, осуществляющих вспомогательные движения узлов машины. В гидравлическую систему, схема которой показана на рте. 3. 14, входят: насос 1 типа Н-400Е, два гидрораспределителя 2 с предохранительным клапаном 3, три гидрозамка 4, два гидродомкрата 5 натяжения цепи конвейера, два гидродомкрата 6 подъема головки конвейера, два гидродомкрата 7 поворота конвейера, два гидродомкрата 8 подъема нагребающей части, два гидродомкрата 9 подъема конвейера, два гидродомкрата 10 фрикционов гусеничного хода, маслобак 11. Один из гидрораспределителей 2 типа Р-75 служит для управления гидродомкратами подъема конвейера, натяжения цепи конвейера,  подъема головки и поворота конвейера? Другой — для   управления   домкратами   фрикционов   гусеничного  хода и подъема нагребающей части.









Гидравлическая схема погрузочной машины 1ПНБ-2.
3. Данные для расчета.



Для гидроцилиндра:

R2= 20 кН

V2= 0,25 м/с

Р = 4 МПа

tc = -350

Кр = 0,4

Распределитель 6

Для гидромотора:

Мз = 120 Нм

n = 160 об/мин

P = 10 МПа

tc = 250

Км = 0,4

Кр = 0,4

Распределитель 5



Гидросхема







1 – насос нерегулируемый с постоянным направлением потока жидкости

2 – гидромотор нерегулируемый, реверсивный

3(1), 3(2) – четырёх линейный трёх позиционный гидрораспределитель

4 – регулируемый дроссель

5 – предохранительный клапан

6 – ёмкость жидкости (бак под атмосферным давлением)

7 - фильтр

8 – гидроцилиндр одноштоковый с двухсторонним подводом жидкости


4. Выбор гидродвигателей. 



Выбор осуществляется по его внутреннему диаметру, исходя из требуемой рабочей площади FT в м2

                                          

R – усилие на штоке, кН

P – заданное давление жидкости в гидросистеме, МПа

k – коэффициент запаса по усилию (k = 1, когда дроссель).



		                                          м2	 

		

Исходя из Fт, внутренний диаметр dп определяется:



                                          

                                           

Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

По принятому значению dп, выбирается диаметр штока:

  

                Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

Далее выбираем гидромотор. Выбор его осуществляется по требуемой мощности с учётом запаса по моменту.

Заданная мощность  гидромотора определяется:

  

                 М – заданное значение момента с учетом запаса, 

  

  

  

  

   кВт

По справочной литературе выбирается необходимый гидромотор.    При этом учитывается, что мощность гидромотора должна быть не менее 1,1…1,25 от заданной, а угловая скорость вала и рабочее давление гидро-мотора должна быть не менее заданных.





Выбираю аксиально-поршневой гидромотор Г15-24Р

- рабочий объём 90 см3/об

- номинальное давление 5 МПа

- крутящий момент 70 Нм

- частота вращения 16 об/с

- объёмный КПД 0,9

- полный КПД 0,96



 

      

 

 кВт

  Nф = 1,194Nз








5. Выбор насоса.



Основной параметр для выбора насоса является требуемая подача Qт и заданное    давление P.

Расход жидкости определяется:

 

V – заданная скорость перемещения выходного звена гидродвигателя (штока гидроцилиндра), м/с

Fпр – рабочая площадь со стороны подвода жидкости в гидроцилиндр, м2

m – число одновременно работающих цилиндров (m=1)

nоб – объёмный КПД гидроцилиндра (nоб=1)

 









            

 

По полученному значению требуемой подачи выбирается насос. Подача его должна быть на 5% больше требуемой для компенсации потерь 

 



Выбираю пластинчатый насос БГ12-24АМ со следующими параметрами:

- рабочий объём 

- максимальное рабочее  давление 12,5 МПа

- частота вращения 

- объёмный КПД 0,73

- полный КПД 0,8

- масса 24,4  кг

- производительность 



Для обеспечения требуемой производительности насоса, необходимо уменьшить частоту вращения вала до следующей:

 

Теоретическая производительность насоса определяется:

 

 

Для данного типа насоса и заданной температуры окружающей среды применимо индустреальное 30  со следующими параметрами:

- кинетическая вязкость υ = 30 

- плотность ρ =890 

- температура застывания tз = -150С

- температура вспышки tв = 1800С










6. Выбор направляющей аппаратуры



Р102АИ54

- номинальное давление Рном = 20 МПа

- номинальный поток Qp = 40 

- потери давления  ∆Pр = 0,3 МПа





7. Выбор регулирующей аппаратуры



С целью предохранения гидравлическую систему от недопустимых давлений конструкции машины от перегрузок параллельно напорной гидролинии устанавливают предохранительный клапан.

Выбираю клапан с элементами управления марки 20-100-2-11 с параметрами:

 - номинальный поток 100 

 - номинальное давление 10 МПа

 - потери расхода ∆Q = 0,2 л/мин

	

Требуемую скорость выходного звена в приводах с нерегулируемыми гидромашинами можно получить установкой в схему дросселя.



Определяется требуемый расход дросселя:

 

Определяется площадь расходного окна:



 

μ = 0,62 – коэффициент расхода жидкости

Uдр=1 – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

∆Pдр – перепад давления в дросселе



 







Тип дросселя

Параметры



Номинальное давление Pдр,

МПа 

Номинальный расход Qдр,



Площадь расходного окна fдр,



Потери давления ∆Pдр,

 МПа

Г77-32

12,5

18

0,176

0,2























8. Выбор фильтра



Выбор фильтра осуществляется в зависимости от необходимости фильтрации.



Выбираю фильтр  ФП7 со следующими параметрами:

Номинальный поток            

Тонкость фильтрации          25 мкм

Номинальное давление       20 МПа

Потери давления                  0,11 МПа
9. Гидравлический расчет трубопроводов





Гидравлический расчет трубопроводов сводится к определению их геометрических параметров (длины трубопровода, внутренний диаметр), потерь энергии на трение при движении жидкости по трубопроводам и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.

Соединение гидроаппаратов производится стальными бесшовными трубами. Максимально возможный расход жидкости в сливной гидролинии больше подачи насоса в случае объединения нескольких потоков или когда жидкость сливается из поршневой полости гидроцилиндра с односторонним штоком. 



В этом случае максимальный расход определяется:



 – подача насоса, 



Расход жидкости трубопровода взаимосвязан с его внутренним диаметром и скорости движения жидкости.



Для напорных и сливных трубопроводах:



                         P – давление жидкости в трубопроводе, МПа



Принимаю скорость во всасывающем трубопроводе:



Внутренний диаметр трубопровода определяется:











      По ГОСТу принимаю: 

для напорных и сливных                                 d = 23 мм        D = 32 мм

           для всасывающего                                            d = 40 мм        D = 48 мм




Длины участков трубопроводов, связывающих отдельные гидроаппараты схемы, зависят от размеров гидромоторов и взаимного расположения аппаратов.



Рассчитываю следующие максимальные значения длин трубопроводов:

всасывающего     

напорного (от насоса до распределителя)

  

напорного (от распределителя до гидродвигателя)

  

сливного               

Потери давления складываются из потерь давления на преодоление сопротивления трубопроводов ∆Pтр и местных сопротивлений ∆Pм.с.

   ∆P = ∑∆Pтр + ∑∆Pм.с. 

Для расчета потерь энергии расчетную гидросхему привода разбивают на участки, отличающихся друг от друга расходом жидкости, диаметром трубопровода, наличием местных сопротивлений. Расчёт потерь энергии производится отдельно для всасывающей, напорной и сливной гидролинии.

Потери давления по длине трубопровода на каждом участке определяется по формуле:



L – длина участка трубопровода со скоростью жидкости Vж, 

d – внутренний диаметр трубопровода, м

ρ – плотность жидкости, 

λ – коэффициент сопротивления рассматриваемого участка трубопровода.

	

Для определения λ, необходимо посчитать число Рейнольдса для напорной и сливной гидролинии:



υ – кинематическая вязкость жидкости, 



т.к. Re > 316, то





Для участка  от насоса до распределителя:





Для участка то распределителя до гидроцилиндра:



	

Для сливной магистрали 







 

Суммарные потери для всасывающей магистрали 







 



Для напорной магистрали

 

 ∑= + = 0,014263 + 0,028526 = 0,042789 МПа

	

Рассчитываю потери давления в гидроаппаратуре, входящей в разработанную схему: 

 

- потери давления в распределителе 



∆Pном – потери давления в гидроаппаратуре при номинальном расходе Qном (паспортные данные)

Qф = 59,35 





 

- потери давления предохранительном  клапане



 

 

- потери давления в фильтре 









-потери давления в дросселе 

 = 0,2 МПа



-потери давления на местные сопротивления во всасывающей магистрали









   





-потери давления на местные сопротивления в сливной магистрали





                                                               









-потери давления на местные сопротивления в напорной магистрали





  

                                                                           







 -общие потери давления для всасывающей магистрали







-общие потери давления в напорной магистрали







-общие потери давления в сливной магистрали







После определения потерь давления в магистралях производятся уточнения параметров гидропривода.



Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:







R– заданная полезная нагрузка, кН

Rпд – сила противодавления, кН

Rп – сопротивление уплотнения поршня, кН

Rш – сопротивление уплотнения штока, кН

Rин – сила инерции движущихся частей, кН



 

  =  ∆Pсл = 0,136883 МПа

  = =0,005024 м2





Усилия трения в уплотнениях определяется:     





μ – коэффициент трения (для резины 0,01)

d – уплотняемый диаметр, м

h – высота активной части манжеты, м







Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:







Давление жидкости на выходе из насоса:









Давление настройки предохранительного клапана  Pк  в МПа



 











Скорость рабочего и холостого хода:

 

– объемный КПД гидроцилиндра





Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10%




10. Расчет КПД гидросистемы



Мощность, реализуемая на выходном звене гидропривода 

 кВт

Мощность, затрачиваемая на подачу жидкости насоса



 кВт

Общий КПД системы






11. Тепловой расчет гидросистемы 

В процессе эксплуатации гидросистем масло нагревается. Основной причиной нагрева является наличие гидравлических сопротивлений в системе гидропривода. С возрастанием температуры жидкости интенсифицируется процесс окисления масла, выпадают сгустки смол и шлама, что нарушает нормальную работу гидросистемы. Обычно принимают максимально допустимую температуру масла в баке 55-60°С. При длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося. Тепловая энергия расходуется на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров  длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося. 

Тепловая энергия расходуется на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров.

Для установившегося теплового режима температурный период определяется:





– потерянная мощность, кВт

 - поверхность теплопередачи, 

 - коэффициент теплопередачи участка, 





 кВт







с другой стороны 

∆T = Tм  – Tв

Tв – установившаяся температура масла в баке, °С

Tв – температура окружающего воздуха, Tв  = 20 °С

Tм = ∆T + Tв = 13,27 +20=33,27°С

Установившаяся температура масла получилась < 60 °С т.е. условие выполнено.


12. Расчет механической и регулировочной характеристики гидропривода.



Скорость движения выходного звена определяется:



- рабочая площадь поршня,  

Qп - фактический полезный расход жидкости затрачиваемый на           совершение работы двигателя, 



 - суммарные потери давления;

 -  полный градиент утечек:



 - насоса;

 - гидромотора;

 - гидрораспределителя;

 - клапана.

Градиенты отдельных гадроаппаратов определяется:



где  - объемные потери в гидроаппарате при его номинальном давлении .





  

μ = 0,62 – коэффициент расхода жидкости

-фактическое значение величины расходного окна дросселя, 

Uдр – параметр регулирования дросселя

ρ = 890  плотность жидкости

∆Pдр – перепад давления в дросселе



R=0    Uдр=0











R=0    Uдр=0,25













R=0    Uдр=0,5















R=0    Uдр=0,75















R=0    Uдр=1















R=5    Uдр=0













R=5    Uдр=0,25













R=5    Uдр=0,5













R=5    Uдр=0,75













R=5    Uдр=1













R=10    Uдр=0













R=10    Uдр=0,25













R=10    Uдр=0,5













R=10    Uдр=0,75















R=10    Uдр=1













R=15    Uдр=0















R=15    Uдр=0,25













R=15    Uдр=0,5













R=15    Uдр=0,75













R=15    Uдр=1













R=20    Uдр=0















R=20    Uдр=0,25















R=20    Uдр=0,5















R=20    Uдр=0,75













R=20    Uдр=1













R, кН

V,  



U=0

U=0,25

U=0,5

U=0,75

U=1,0

0

0,27295

0,23018

0,18741

0,14464

0,10187

5

0,27289

0,21811

0,16332

0,10854

0,05376

10

0,27284

0,20841

0,14363

0,07903

0,01443

15

0,27278

0,19966

0,12654

0,05342

-0,01970

20

0,27272

0,19199

0,11125

0,03051

-0,05022








0

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25



0,2

0,4

0,6

0,8

1

U

R=0





R=20

R=15



V, 





U=0



0

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

V, 



5

10

15

20

R, кН

U=0,25

U=0,,5

U=0,75

U=1






13. Расчет на прочность элементов цилиндра.



Толщина стенки цилиндра.

В расчетной практике используется несколько различных формул для определения толщины стенки цилиндра, находящегося под действием внутреннего давления. Условно цилиндры делят на тонкостенные и толстостенные. Тонкостенные (<0,l) цилиндры и трубопроводы рассчитывают по формулам, мм:



где     S - толщина стенки цилиндра, мм; 

 р - разрушающее давление, МПа; 

 D - внутренний диаметр, мм; 

  - допускаемое напряжение, МПа.



 - предел текучести материала;

  n - запас прочности по пределу текучести (обычно в расчетах гидроцилиндров принимается n>2)









Толщина задней стенки цилиндра.



При расчетах толщины h задней крышки цилиндра используют формулы расчета круглых пластин, нагруженных равномерно распределенным давлением 





 р - разрушающее давление, МПа







Расчет фланцев гидроцилиндра.

По окружности фланцевого соединения  действует создаваемое давлением жидкости усилие



 p – рабочее давление;

 D- внутренний диаметр гидроцилиндра





Усилие затяжки болтов фланца определится



к - коэффициент, учитывающий ослабление затяжки вследствие внутреннего давления к=1,25



Если фланец очень тонкий, опасное сечение окажется на диске фланца.

 В этом случае момент сопротивления определится



 - вылет фланца;

 - диаметр опасного сечения.

При креплении крышек к фланцам на болтах диаметр болта определится



где     d - внутренний диаметр резьбы;

 Т - усилие, действующее на крышку;

 n - количество болтов;

 С - поправка к расчетному диаметру (C  3 мм)





 

 - плечо приложения силы.

 

Таким образом, толщина фланца в опасном сечении определяется из выражения

 , следовательно

  









Расчет элементов крепления поршня.

Соединение поршня со штоком во многих случаях осуществляется с помощью резьбы. Запас прочности резьбового соединения на смятие определится





dH, dB —диаметр резьбы соответственно наружный и внутренний;

 - наименьший предел текучести материала соединяемых деталей (гайки или штока);

kн - коэффициент нагрузки (kн 0,18)

 —сила гидроцилиндра при работе штоковой полостью.



Запас прочности по срезу витков штока определится





где          - коэффициент полноты резьбы (для метрических резьб =0,87);

  — коэффициент распределения нагрузки);

 Н — расчетная высота гайки;

  — предел текучести материала штока на срез.



Запас прочности по срезу витков гайки определится




Список литературы

1. Суслов Н.М. инструкция по оформлению пояснительной записки к курсовому и дипломному проектам для студентов всех профилизаций направления 551800 - "Технологические; машины и оборудование". Екатеринбург,  I995. - 20 с.

  2. Ковалевсккй в.Ф.    и др.  Справочник по гидроприводам горных машин. к., Недра.  1978.- 502 с.

5. Суслов Н.М.. Шестаков B. С, Рутковская И.И. методические указаний по курсовому проектировании для студентов специальностей 0506 "Горные машины и комплексы" и 0507 "Торфяные машины и комплексы" по дисциплине "Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод". Часть II. Основные элементы объемного гидравлического привода.  Свердловск,   1936.- 21 с.

	Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.- М.,
Машиностроение,   1968,- 688 с.

	Оксененко   А. Я.    Номенклатурный   каталог    "Гидравлическое,
пневматическое,  смазочное оборудование и   фильтрующие   устройства,
выпускаемые предприятиями   Министерства   станкостроительной и инструментальной промышленности ь 1986-87 гг.".  М.:   1986.

5. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин: Учебник для вузов по специальности "Горные машины и комплексы".- м.: Машиностроение.  1979.  - 319 с.

7. Суслов Н.М.   Гидроаппаратура объемного гидропривода горных машин. Учебное пособие. Екатеринбург.- 1993.- 86 с





2