Расчёт гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины

Министерство образования и науки Украины Донецкий национальный технический университет Кафедра «Энергомеханические системы»

Курсовая работа

По дисциплине: «Гидравлика и гидропривод»

Тема работы: Расчёт гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины Выполнил ст. гр. Мех-08б Нестеренко Д.Е.

Руководитель работы Яковлев В.М.

Донецк — 2010

Реферат Курсовая работа содержит: 20 лист, 2 рисунка, 1 таблица.

Объект исследования — гидропривод тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины.

Цель работы: разработать гидравлическую схему гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины.

В данной курсовой работе производится разработка и исследование гидропривода — составлена принципиальная гидравлическая схема, выбран насос; выбрана рабочая жидкость, рассчитаны трубы гидролиний и потери давления в них.

Гидролиния, насос, диаметр поршня, гидроцилиндр, абсолютное давление

Содержание Введение

1. Составление и анализ схем, выбор давления

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 и механизмов посредством гидравлической энергии. Обязательными элементами гидропривода являются насос и гидродвигатель.

К основным преимуществам гидропривода относятся: возможность универсального преобразования механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки; простота управления и автоматизации; простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов машин от перегрузок; широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена; большая передаваемая мощность на единицу массы привода; надежная смазка трущихся поверхностей при применении минеральных масел в качестве рабочих жидкостей.

К недостаткам гидропривода относятся: утечки рабочей жидкости через уплотнения и зазоры, особенно при высоких значениях давления; нагрев рабочей жидкости, что требует применения специальных охладительных устройств и средств тепловой защиты; более низкий КПД (по приведенным выше причинам), чем у сопоставимых механических передач.

Сейчас трудно назвать область техники, где бы ни использовался гидропривод. Эффективность, большие технические возможности делают его почти универсальным средством при механизации и автоматизации различных технологических процессов.

1. Составление и анализ схемы, выбор давления

1.1 Составление и анализ гидравлической схемы Схема состоит: из бака 1; фильтров 2, 3; гидроцилиндров 4, 5; обратных клапанов 6, 7; переливного клапана 8; насосов 9, 10; распределителя 11; дроссель 12; реверсивного золотника 13 (рис. 1).

Рисунок 1. Гидравлическая схема гидропривода

1.2 Выбор стандартного давления Стандартные давления нормализованы ГОСТ 12 445–80. Завод изготовитель подъемных машин принимает давление 1,25 МПа. Более перспективными будут давления 1,6; 2,5 МПа. Принимаем давление 1,6 МПа.

2. Выбор гидромашин и рабочей жидкости

2.1 Основные технические характеристики гидроцилиндра Расчетный диаметр поршня где: Р — принятое стандартное давление;

з_дг, з_дм — соответственно гидравлический и механический КПД гидроцилиндра, з_дг? 1,0, з_дм = 0, 95.

м Стандартный диаметр поршня D_p принимается ближайший (больший) в соответствии с ГОСТ 6540–68 и ГОСТ 12 447–80. Принимай диаметр поршня равный 140 мм.

Максимальное рабочее давление гидроцилиндра при расторможении:

.

Па Максимальный расход гидроцилиндра:

где: з_до — объемный КПД гидроцилиндра, з_до = 0,98−0,99.

Рабочее давление при торможении:

где: d_д — стандартный диаметр штока (применяем шток диаметром 50 мм).

Па

2.2 Выбор насосов По Q_д и Р_н = (1,1…1,15)•Р_до выбираются однотипные насосы. Рекомендуется шестеренные или пластинчатые насосы с Q_н? Q_д.

Выбираем шестеренный насос типа Г11−24А, с техническими характеристиками:

Номинальное давление 2,5 МПа Номинальная подача 33,4 л/мин Частота вращения 1440 мин Объемный КПД 0,84

Полный КПД 0,8

Высота всасывания 0,2 м

2.3 Выбор рабочей жидкости Выбираем масло индустриальное 45, с техническими характеристиками:

Диапазон рабочих температур -5+60

Вязкость кинематическая при 50 38−52 мм/с Плотность 886−916 кг/м

3. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных устройств По соответствующим расходам и давлениям выбирается гидроаппаратура, фильтры, бак и манометр.

Выбираем приемный фильтр С41−21 с техническими характеристиками:

Номинальный расход 40 л/мин Номинальная тонкость фильтрации 160 мкм Допускаемая потеря давления 0,008 МПа Выбираем манометр МТП-100/1−100×2,5. Манометр трубчатый показывающий, с верхним пределом измеряемого давления равным 4МПа, с классом точности 2,5.

Вместимость бака выбираем в соответствии с номинальной подачей насоса, равная 40 дм.

Выбираем обратный клапан Г51−24 с техническими характеристиками:

Номинальный расход масла 70 л/мин Номинальное давление 20 МПа Потеря давления при ном. расходе 0,2 МПа Выбираем распределитель ПГ73−35А с техническими характеристиками:

Расход масла 100 л/мин Давление номинальное 12,5 МПа Потери давления при ном. расходе 0,1 МПа Реверсивный золотник Г74−24:

Расход масла 70 л/мин Рабочее давление 20 МПа Потеря давления 0,15 МПа Выбираем переливной клапан 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 гидролиний и потерь давления

4.1 Расчетный диаметр труб

где: Q_р — расчетный (максимальный) расход в соответствующей гидролинии при рабочем ходе поршня;

V_o — оптимальная скорость рабочей жидкости;

для напорных гидролиний V_o = 3−5 м/с;

для сливных — V_o = 2−3 м;

для всасывающих — V_o = 0,7−1,2 м/с.

Для напорных гидролиний (V_o = 4)

м Для сливных гидролиний (V_o = 2)

м Для всасывающих гидролиний (V_o = 1)

м

Диаметр труб напорных гидролиний насосов до тройника принимаются равными диаметру трубы общей напорной гидролинии.

4.2 Расчет толщины стенки трубы Необходимая расчетная толщина стенки трубы д_р = д₁ + д₂,

где: д₁ — часть толщины, обеспечивающая достаточную прочность;

д₂ — часть толщины, обеспечивающая необходимую долговечность трубы.

Согласно ГОСТ 3845–75

где: Р_р — расчетное давление на прочность, Р_р = 1,25 Р (Р — максимальное давление в соответствующе гидролинии;

у_доп — допустимое напряжение, равное 40% от временного сопротивления разрыву; для наиболее распространенных сталей для труб у_в = 350−420 МПа;

д₂ — принять равным 1,0 мм, полагая, что скорость коррозии равна 0,2 мм/год, а срок службы установки — 5 лет.

м Для напорных гидролиний

м д_р=0,9+0,001=0,109, м Для сливных гидролиний м

д_р=0,18+0,001=0,118, м По условиям механической прочности (случайные удары и т. п.) у? 2 мм. Окончательно внутренний диаметр труб d, наружный d_н и толщину д выбирают по ГОСТ 8734–78. Наружный диаметр напорной линии принимаем равный 18 мм, толщина стенки 2 мм; сливной линии — 302 мм; всасывающей линии — 302 мм.

4.3 Потери давления в гидролиниях по длине Расчет ведем при расходе, соответствующему номинальной подаче насоса. Скорость жидкости в гидролинии: .

Для напорных гидролиний

м/с Для сливных гидролиний

м/с

Для всасывающих гидролиний

м/с Потери давления по длине в участках гидролиний

где л — коэффициент Дарси, зависит от числа Рейнольдса;

=

Результаты расчета сведем в таблицу Таблица 1. Потери давления в гидролиниях по длине

4.4 Потери давления в местных сопротивлениях Потери давления в коленах, тройниках и т. п. принимается равным (0,2−0,3)УДР_дл.

УДР_дл = 113 802+19134+137= 122 067 Па ДР=0,25*122 067= 30 517 Па Для гидроаппаратов потери вычисляются исходя из условия автомодельности режима движения жидкости в аппарате.

где ДР_ном — номинальные (паспортные) значения перепада (потери) давления в аппарате при номинальном (паспортном) расходе Q_ном.

4.5 Полные потери давления при расчетном расходе ДР_п = УДР_дл + УДР_м.

Па

5. Сила давления жидкости на колено трубы Определяем составляющие R_x, R_z и равнодействующую R сил давления в рабочей жидкости на колено трубы с закруглением 90⁰ в месте наибольшего давления:

.

Для напорных гидролиний Н

Н

6. Давление срабатывания предохранительного клапана Выбирается из условия, что это давление должно быть большим на 25% максимального расчетного в месте установки клапана.

МПа

7. Рабочие режимы насоса Рабочие режимы насоса при закрывании и открывании задвижки определяем графически точками пересечения характеристик насоса Р_н = f (Q) и гидросети Р_с = f (Q) (рис. 2). Характеристику насоса строим по двум точкам — и .

л/мин Характеристика гидросети растормаживании Сопротивление гидролинии ответвления Сопротивление гидролинии общего участка Полное сопротивление гидролинии при растормаживании Для построения характеристики составим таблицу.

Таблица 2

Рисунок 2. Рабочий режим насоса

8. Мощность насоса Мощность насоса при растормаживании

N_н.п = Р_АQ_A/з_н,

Вт где: Р_А, Q_A — координаты точек рабочего режима (рис. 2);

з_н — номинальный КПД насоса.

9. Проверка рабочего режима насоса на кавитацию Условие бескавитационной работы:

Н_{вак. доп}? Н_вак,

где: Н_{вак. доп} — допустимая вакуумметрическая высота всасывания насоса (по паспорту);

Н_вак — вакуумметрическая высота всасывания гидролинии

где: Н_в — геометрическая высота всасывания, определяется условием бескавитационной работы насосов, чаще всего Н_в = - (0,1…0,2) м;

Н_ф — потери напора в фильтре.

В том случае, если в паспорте насоса указана допустимая геометрическая высота всасывания насоса Н_дсп по условию бескавитационной работы должно быть Н_дсп? Н_в.

м Т. е. условие соблюдается.

10. Эксплуатация и техника безопасности Одним из важнейших требований, при эксплуатации гидропривода, является чистота рабочей жидкости, поэтому заливку нужно производить через фильтры.

Контроль уровня при заливке жидкости обычно осуществляется визуально с помощью уровнемера, встраиваемого в бак.

Для приводящего электродвигателя желательно сокращение времени пуска, так как при этом сокращается время протекания по его обмоткам пускового тока.

Для правильной эксплуатации гидропривода необходимо иметь график контроля и замены рабочей жидкости.

Выводы Разработана гидравлическая схема гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины. Выбран насос шестерной насос типа ГП-24А; рабочая жидкость — масло индустриальное 45; приемный фильтр Г42−34; обратный клапан Г51−24; распределитель ПГ73−35А; дроссель типа Г77−14. Выбраны диаметры труб и рассчитаны потери давления в них. Рассчитана мощность насоса в рабочем 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. Справочник по гидроприводам горных машин. — М.: Недра, 1973 г