Курсовая по гидравлике. 1. Назначение и область применения погрузочной машины с нагребающими лапами 1пнб2, её конструктивное исполнение

• Название: 1. Назначение и область применения погрузочной машины с нагребающими лапами 1пнб2, её конструктивное исполнение
• Анкор: Курсовая по гидравлике
• Дата: 18.02.2023
• Размер: 391.61 Kb.
• Имя файла: Kursovaya_Lamonov.docx
• Тип: Документы; #943980
• страница: 1 из 2

3Содержание

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

2. 
   Описание работы гидросхемы погрузочной
   

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

3. 
   Данные для расчета……………………………………………………..5
   

4. 
   Выбор гидродвигателей ……………………………………………….6
   

5. 
   Выбор насоса……………………………………………………………8
   

6. 
   Выбор направляющей аппаратуры……………………………………10
   

7. 
   Выбор регулирующей аппаратуры……………………………………10
   

8. 
   Выбор фильтра………………………………………………………….11
   

9. 
   Гидравлический расчет трубопроводов………………………………12
   

10. 
    Расчет КПД гидросистемы…………………………………………….18
    

11. 
    Тепловой расчет гидросистемы……………………………………….19
    

12. 
    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

t_c = -35⁰

К_р = 0,4

Распределитель 6

Для гидромотора:

М_з = 120 Нм

n = 160 об/мин

К_м = 0,4
Гидросхема

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).

Исходя из F_т, внутренний диаметр d_п определяется:




Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:



По принятому значению d_п, 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, H*м











По справочной литературе выбирается необходимый гидромотор. При этом учитывается, что мощность гидромотора должна быть не менее 1,05…1,1 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 960 об/мин

- объёмный КПД 0,9

- полный КПД 0,96





Определяю расход жидкости гидромоторов:



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 БГ12-24АМ со следующими параметрами:

- рабочий объём

- максимальное рабочее давление 12,5 МПа

- частота вращения

- объёмный КПД 0,89

- 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 И-30 со следующими параметрами:

- кинетическая вязкость υ = 30

- плотность ρ =890

- температура застывания t_з = -15⁰С

- температура вспышки t_в = 180⁰С
Поворотный гидродвигатель
Ширина пластинки гидродвигателя:



Рабочий объём поворотного гидродвигателя:



Тогда расход поворотного гидродвигателя определится, как:




6. Выбор направляющей аппаратуры
Р102АИ54

- 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 20-100-2-11 с параметрами:

- номинальный поток 100

- номинальное давление 10 МПа

- потери расхода ∆Q = 0,2
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
Г77-32	12,5	18	0,168	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 трубопроводов:



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 ∆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:



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)
Q_ф = 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

R_пд – сила противодавления, кН

R_п – сопротивление уплотнения поршня, кН

R_ш – сопротивление уплотнения штока, кН

R_ин – сила инерции движущихся частей, кН







Усилия трения в уплотнениях определяется:



μ – коэффициент трения (для резины 0,01)

d – уплотняемый диаметр, м

h – высота активной части манжеты, м (по ГОСТ 66-72 для d = 80 и 40 мм h=0,002 м);




Усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

Давление жидкости на выходе из насоса:


Давление настройки предохранительного клапана P_к в МПа



Скорость рабочего и холостого хода:



– объемный КПД гидроцилиндра


Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10%