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 12445-80. 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;

η_дг, η_дм – соответственно гидравлический и механический КПД

гидроцилиндра, η_дг ≈ 1,0, η_дм = 0, 95.
 м
Стандартный диаметр поршня D_p принимается ближайший (больший) в соответствии с ГОСТ 6540-68 и ГОСТ 12447-80. Принимай диаметр поршня равный 140 мм.

Максимальное рабочее давление гидроцилиндра при расторможении:
.

 Па
Максимальный расход гидроцилиндра:




,

2 
где: η_до – объемный КПД гидроцилиндра, η_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-100/1-100х2,5. 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
δ_р = δ₁ + δ₂,
где: δ₁ – часть толщины, обеспечивающая достаточную прочность;

δ₂ – 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 гидроли- нии;

σ_доп – допустимое напряжение, равное 40 % от временного сопротивле- ния разрыву; для наиболее распространенных сталей для труб σ_в = 350-420 МПа;

δ₂ – 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

δ_р=0,00009+0,001=0,00109, м
Для сливных гидролиний
м

δ_р=0,00018+0,001=0,00118, м
По условиям механической прочности (случайные удары и т.п.) σ ≥ 2 мм. Окончательно внутренний диаметр труб d, наружный d_н и толщину δ выбирают по ГОСТ 8734-78. Наружный диаметр напорной линии принимаем равный 18 мм, толщина стенки 2 мм; сливной линии – 30´2 мм; всасывающей линии - 30´2 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

λ – 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)ΣΔР_дл.
ΣΔР_дл = 113802+19134+137= 122067 Па

ΔР=0,25*122067= 30517 Па
Для гидроаппаратов потери вычисляются исходя из условия автомодельности режима движения жидкости в аппарате.
,
где ΔР_ном – номинальные (паспортные) значения перепада (потери) давления в аппарате при номинальном (паспортном) расходе Q_ном.





4.5 Полные потери давления при расчетном расходе
ΔР_п = ΣΔР_дл + ΣΔР_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/η_н,

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

η_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