Содержание

1.     Назначение и область применения комбайна ГПКС……………….3

 


2.     Описание работы гидравлической схемы комбайна ГПКС.……………………………………………………………………4
3.     Данные для расчета……………………………………………………..6
4.      Выбор гидродвигателей ……………………………………………….7
5.     Выбор насоса……………………………………………………………9
6.     Выбор направляющей аппаратуры……………………………………11
7.     Выбор регулирующей аппаратуры……………………………………11
8.     Выбор фильтра………………………………………………………….12
9.     Гидравлический расчет трубопроводов………………………...……….13
10. Расчет КПД гидросистемы………………………………………….….19
11. Тепловой расчет гидросистемы………………………………………. 20
12. Расчет механической и регулировочной

Характеристики гидропривода………………………………………...21
     13. Расчет на прочность элементов цилиндра...........................................30
     Список литературы



1.   
Назначение и область применения комбайна ГПКС.
Комбайн ГПКС состоит из следующих основных узлов: исполнительного органа / с резцовой коронкой 2, погрузоч­ного устройства 3, гусеничного хода 4, поворотного конвейера 5, гидросистемы 6, электрооборудования 7, системы пылеулавлива­ния, ленточного перегружателя, устройства для повышения устой­чивости  (аутриггеров).

К особенностям конструкции проходческого комбайна ГПКС относятся:


сзади ходовой части размещены гидроцилиндры, выполняющие роль вспомогательных опор — аутриггеров. Пользование послед­ними при обработке забоя позволяет повысить устойчивость ком­байна;

комбайн может оснащаться коротким или удлиненным поворот­ным конвейером, который позволяет производить погрузку отбитой массы на конвейер, расположенный сбоку выработки, в вагонетку, бункер, самоходный вагон;

исполнительный орган, размещенный в поворотный турели, гидроцилиндрами подъема и поворота перемещается в горизонталь­ной и вертикальной плоскостях, производит разрушение массива, отбойку горной массы и оформление выработки по форме забоя;

резцовая коронка, закрепленная на валу подвижной рукояти, с помощью гидроцилиндров телескопической раздвижки внед­ряется в массив до 500 мм.

Отбитая горная масса нагребающими лапами питателя погру­зочной части подается на скребковый конвейер с подъемно-пово­ротной хвостовой частью, позволяющей грузить с помощью много­секционного ленточного перегружателя горную массу в вагонетки или непосредственно с конвейера комбайна на забойный конвейер, расположенный у боковой стенки выработки.

Исполнительный орган комбайна может быть двух типов: с ре­жущей коронкой, оснащенной резцами РКС-1 или РКС-2, и с ба­рабанной режущей головкой, так же оснащенной резцами РКС-1 или РКС-2. Применение исполнительного органа с барабанной режущей головкой, оснащенной резцами РКС-2, позволяет прово­дить выработки по углю с присечкой пород с f = 5
2. 
Описание работы гидравлической схемы комбайна ГПКС.

3.   

Гидравлическая система комбайна ГПКС предназначена для выполнения следующих операций: перемещения исполнительного органа, питателя, конвейера, опорного устройства; включения и отключения рабочих фрикционов и тормозной зубчатой муфты. Гидравлическая система состоит из шестеренного насоса / типа НШ-32У, маслобака 2, пульта управления с распределителями 3 типа Р75-43-ПГ1А, 4 и 5 типа Р75-43-ПГ2Б, представляющими собой единую гидравли­ческую систему, связанную общими магистралями нагнетания, слива и разгрузки.

Параллельно линии нагнетания в пульте управления установлен регулятор потока 6 типа ПГ55-22, предназначенный для регули­рования скорости перемещения исполнительного органа комбайна. Распределитель 3 управляет гидроцилиндрами 7 подъема, 8 поворота исполнительного органа и 9 опор. Распределитель 4 управляет гидроцилиндрами 10 выдвижения исполнительного ор­гана, 11 подъема конвейера, 12 натяжения цепи конвейера и 13 поворота конвейера.

Распределитель 5 управляет гидроцилиндрами 14 фрикционов гусеничного хода и 15 подъема питателя.

В линии управления подъемом исполнительного органа уста­новлен дроссель с обратным клапаном 16, который обеспечивает плавность опускания исполнительного органа

В линии управления подъемом конвейера для стабилизации скорости опускания стрелы конвейера предусмотрен гидрозамок 17 одностороннего действия с обратным клапаном и дросселем.

В линии управления опорным устройством с целью разгрузки магистралей распределителя 3 от давления, возникающего вследст­вие реакции забоя, установлен гидрозамок 18 одностороннего дей­ствия.

Система управления фрикционами гусеничного хода включает в себя две пары гидроцилиндров одностороннего действия с под­пружиненными толкателями. Штоковая полость каждого гидро­цилиндра и напорная полость толкателей соединяются с соответст­вующими магистралями распределителя 5 таким образом, что обеспечивается управление реверсированием гусеничного хода, раз­воротом и поворотом комбайна торможением гусениц при установке рукоятки управления в нейтральное положение.



Гидравлическая схема комбайна ГПКС
3. Данные для расчета.
Для гидроцилиндра:

R₁= 50 кН

V₁= 0,013 м/с

Р = 20 МПа

t_c = -30⁰

К_р = 1

Распределитель 4

Для гидромотора:

М_з = 350 Нм

n = 630 об/мин

P = 10 МПа

t_c = -35⁰

К_м = 3,5

К_р = 1

Распределитель 3
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 F_T 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 F_т, внутренний диаметр d_п 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 ПМ-450/160

- рабочий объём 460 см³/об

- номинальное давление 16 МПа

- крутящий момент 700 Нм

- частота вращения 24 об/с

- объёмный КПД 0,97

- полный КПД 0,93
 

     

 

 кВт

  N_ф = 1,196N_з








5. Выбор насоса.
Основной параметр для выбора насоса является требуемая подача Q_т и заданное    давление P.

Расход жидкости определяется:

 

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

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

m – число одновременно работающих цилиндров (m=1)

n_об – объёмный КПД гидроцилиндра (n_об=1)

 



           

 

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

 

        
Выбираю пластинчатый насос 3Г14-21А со следующими параметрами:

- рабочий объём

- номинальное давление 6,3 МПа

- частота вращения

- объёмный КПД 0,8

- полный КПД 0,7

- масса 18,5 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 t_з = -45⁰С

- температура вспышки t_в = 190⁰С



6. Выбор направляющей аппаратуры
Р102АИ44

- номинальное давление Р_ном = 20 МПа

- номинальный поток Q_p = 40

- потери давления  ∆P_р = 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 10-100-2-11 с параметрами:

 - номинальный поток 40

 - 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

U_др=1 – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

∆P_др – перепад давления в дросселе
 

Тип дросселя	Параметры
	Номинальное давление Pдр, МПа	Номинальный расход Qдр,	Площадь расходного окна fдр,	Потери давления ∆Pдр,  МПа
Г77-29	10	1,5	0,0026	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                  0,063 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:



 – площадь поршня,

 – площадь штока,

 – 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 = 16 мм        D = 22 мм

           для всасывающего                                            d = 30 мм        D = 38 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 ∆P_тр и местных сопротивлений ∆P_м.с.

   ∆P = ∑∆P_тр + ∑∆P_м.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 V_ж,

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

 

 ∑= + = 0,00383 + 0,0383 = 0,04213 МПа

        

Для сливной магистрали
 
Рассчитываю потери давления в гидроаппаратуре, входящей в разработанную схему:

 

- потери давления в распределителе
∆P_ном – потери давления в гидроаппаратуре при номинальном расходе Q_ном (паспортные данные)
∆P_ном = 0,3 МПа

Q_ном = 40

Q_ф = 2,02


 

- 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

R=50    U_др=1

R, кН	V,
	U=0	U=0,25	U=0,5	U=0,75	U=1,0
0	0,01831	0,0178	0,0174	0,0169	0,0164
12,5	0,01793	0,0159	0,0139	0,0118	0,0097
25	0,01756	0,0147	0,0118	0,0089	0,0060
37,5	0,01729	0,0136	0,0101	0,0066	0,0030
50	0,01681	0,0127	0,0087	0,0046	0,0006

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


d_H, d_B —диаметр резьбы соответственно наружный и внутренний;

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

k_н - коэффициент нагрузки (k_н 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.

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

5.        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