Расчёт гидропривода тормоза однобарабанной шахтной подъемной машины

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;

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 12447-80. Принимай диаметр поршня равный 140 мм.

Максимальное рабочее давление гидроцилиндра при расторможении:

.

Па

Максимальный расход гидроцилиндра:

,

2

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-100/1-100х2,5. 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

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 гидроли- нии;

у_доп - допустимое напряжение, равное 40 % от временного сопротивле- ния 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=0,00009+0,001=0,00109, м

Для сливных гидролиний

м

д_р=0,00018+0,001=0,00118, 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 = 113802+19134+137= 122067 Па

ДР=0,25*122067= 30517 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