Расчет гидропривода механизмов одноковшового экскаватора
Основные преимущества одноковшовых экскаваторов с гидравлическим приводом. Выбор гидравлической схемы и ее описание. Определение мощности первичного двигателя, параметров насосной установки. Подбор силовых гидроцилиндров. Расчёт механизма поворота.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.04.2017 |
| Размер файла | 119,1 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
13
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
"Белорусский государственный университет транспорта"
Кафедра "Экология и рациональное использование водных ресурсов"
Расчет гидропривода механизма одноковшового экскаватора
Выполнил: студент группы ЗМ - 41 Н.В. Козловский
Проверил: к. т. н., доцент Вострова Р.Н.
2015
Содержание
- Введение
- 1. Выбор гидравлической схемы и ее описание
- 2. Определение мощности первичного двигателя
- 3. Определение параметров насосной установки
- 4. Определение геометрических размеров рабочего оборудования
- 5. Определение энергоёмкости операций и подбор силовых гидроцилиндров
- 5.1 Копание поворотом рукояти
- 5.2 Копание поворотом ковша
- 5.3 Подъём рабочего оборудования
- 6. Расчёт механизма поворота
- 6.1 Расчёт параметров механизма поворота
- Литература
Введение
Основным типом машин для производства земляных работ и перемещению грузов являются одноковшовые экскаваторы и краны с гидравлическим приводом. По сравнению с канатным приводом они имеют ряд преимуществ конструктивного, технологического и экономического характера.
С конструктивной точки зрения гидропривод позволяет реализовать большие передаточные числа от ведущего звена источника энергии к рабочим механизмам и органам машин без применения громоздких и сложных по кинематике устройств; обеспечить простое преобразование вращательного движения в поступательное; иметь независимое расположение источника энергии и рабочих механизмов, а также осуществлять удобное и независимое регулирование скоростей рабочих движений в широком диапазоне.
С технологической точки зрения улучшаются условия заполнения ковша при копании на большой глубине за счёт возможности реализовать большие усилия копания, а также за счет поворота ковша относительно рукояти в конце процесса копания. Это способствует повышению производительности экскаватора.
Экономические преимущества являются следствием конструктивных и технологических преимуществ, которые позволяют в конечном итоге повысить темпы строительных и других видов работ и снизить стоимость разработки грунта или перемещения груза.
Указанные преимущества гидравлического привода обусловили широкое его распространение в машинах различного назначения, и в первую очередь, в землеройных. Поэтому успешная эксплуатация таких машин требует достаточно высокого уровня подготовки по гидравлическим приводам. Этой цели и служит предусмотренная учебным планом курсовая работа по проектированию гидравлической системы одноковшового экскаватора.
Исходные данные: q = 0,55м 3;
Рабочее оборудование - обратная лопата
1. Выбор гидравлической схемы и ее описание
Применяемые схемы подразделяются на одно - и многопоточные. Однопоточные схемы находят применение только на неполноповоротных экскаваторах вместимостью ковша до 0,3 м3.
С целью сокращения продолжительности цикла путём совмещения рабочих операций принимаем двухпоточную систему.
Схемой предусматривается возможность работы с обратной лопатой, погрузчиком и грейфером. В состав её входят два насоса, два гидрораспределительных блока, гидрораспределители поворота грейфера и следящей системы поворота колес, гидромоторы поворота платформы и передвижения экскаватора, а также гидроцилиндры: рукояти, стрелы, ковша обратной лопаты, поворота грейфера и поворота колес.
Основные механизмы приводятся в движение от двухсекционного автоматически совместно регулируемого аксиально-поршневого насоса. Второй насос (шестеренный, нерегулируемый) используется для питания гидроцилиндров поворота грейфера и поворота колес.
От секций А и Б насоса рабочая жидкость параллельными потоками подается в гидрораспределительные блоки соответственно и от них на питание гидродвигателей. Исключение составляет рабочая секция Р7, имеющая раздельное от всех остальных секций питания за счет использования промежуточной секции.
Включение в действие того или иного механизма экскаватора производится с помощью соответствующих трехпозиционных золотников. В положении, показанном на рисунке, все золотники находятся в нейтральном положении. В этом случае обе секции насоса подают полный поток к гидрораспределительному блоку. При включении любого из золотников гидрораспределительного блока потоки жидкостей от секций А и Б разъединяются и питание блока производится только от насоса Б.
гидравлический привод одноковшовый экскаватор
Полный поток может подаваться также и в гидроцилиндр рукояти при приведении его в действие от гидрораспределительной секции Р7. Но при необходимости совмещения операций он может быть включен и через золотник секции РЗ. В этом случае потоки разъединяются и это дает возможность совмещать движение рукояти с движением стрелы или же ковша обратной лопаты.
При работе с грейфером рабочие гидролинии резервной секции Р2 используются для управления гидроцилиндром подъема (опускания) верхней части составной стрелы, секция Р6 - для управления гидроцилиндром челюстей грейфера, а гидрораспределитель поворота грейфера - для управления гидроцилиндром поворота грейфера.
Слив рабочей жидкости в бак от всех гидродвигателей производится через золотник. С помощью этого золотника поток может направляться либо в охладитель, если в этом имеется надобность, либо минуя его на параллельно установленные фильтры.
При их засорении поток может перепускаться через предохранительные клапаны в бак мимо фильтров.
Число фильтров, установленных в сливной линии, определяется необходимостью обеспечить минимальное сопротивление движению жидкости.
Напорные гидролинии обеих секций насоса 1 и насоса 13 защищены от давлений, превышающих допускаемые, с помощью предохранительных клапанов. Кроме того, в напорных гидролиниях секций А и Б насоса 1 установлены еще и обратные клапаны.
В рабочих гидролиниях моторов, а также гидроцилиндров установлены предохранительные и обратные клапаны. Первые из них служат для защиты по допускаемому давлению. Через вторые может осуществляться подпитка или же перепуск рабочей жидкости из одной гидролинии в другую при срабатывании предохранительного клапана.
Для контроля настройки предохранительных клапанов в напорных гидролиниях установлен манометр, который поочередно может подключаться к напорным линиям секций А и Б насосов. В сливной гидролинии давление может контролироваться с помощью манометра.
2. Определение мощности первичного двигателя
Мощность первичного двигателя определяется из условия обеспечения процесса копания с заданной скоростью.
Максимальную продолжительность копания определяем по формуле:
(2.1)
tk = 6,3 = 6,3 = 5,16 с, (2.2)
где
q - вместимость ковша м3.
Принимаем tk = 5,2с.
Параметры, определяющие энергоемкость копания, принимаем следующими:
Ауд = 2,2 Н. м/м3; кн/кр = 1,0; зсум = 0,56; квых = 0,9; кн = 0,85.
где
Ауд - удельная энергоемкость, Ауд = (2,2-2,5) •103 Н•м/м3; кн/кр - отношение коэффициента наполнения к коэффициенту разрыхления; зсум - расчетный суммарный коэффициент полезного действия привода и рабочего оборудования (зсум = 0,52-0,64 - при использовании насосов с регуляторами мощности); квых - коэффициент снижения выходной мощности двигателя; кн - коэффициент использования мощности насосной установки.
Мощность двигателя из условия заполнения ковша за заданное время
Ne = (Aудqкн 10-3) / (tkзсумквыхкркн);
Ne = (2,2•105·0,55•10-3) / (5,2•0,55•0,9•0,85) = 55,3 кВт.
Радиус ковша определяем по формуле:
или
Rk = (1,5-1,6) = 1,55 = 1,17 м;
bк = 1,5q1/3 - 0,26 = 1,51/3 - 0,26 = 0,97 м. (2.5)
принимаем bк = 1м, Rk = 1,2 м.
где
Rk - радиус окружности, описываемой лезвием среднего зуба, м;
bk - ширина режущей кромки ковша.
Максимальная сила копания
Масса экскаватора:
m = Р mах/мg = 95,79/0,7•9,81 = 13,9 т.
где
Рmax - максимальное горизонтальное усилие, возникающее при работе экскаватора;
м - коэффициент сцепления ходового устройства с грунтом, м = 0,7.
Принимаем двигатель СМД - 14Н, для него: Nе = 59 кВт и n = 1800 об/мин.
Удельный эффективный расход топлива q = 0,252 кг/кВт•ч
Масса m = 675 кг
3. Определение параметров насосной установки
Принимаем: Рн = 20 МПа; насоса зн = 0,85; зп. н = 0,9; Рmах = 32 МПа; Рmax p = 0,9•32 = 29 МПа; диапазон регулирования n = 2,0.
Подача насосной установки:
при насосах постоянной подачи:
Qн = (60Neзп. н. зн) /рн = (60•59•0,9•0,85) /20 = 135,4 л/мин; (3.1)
при насосах переменной подачи:
Qн = (60nNeзп. н. зн) /Рmах р = (60•2•59•0,9•0,85) /29 = 187 л/мин (3.2)
Принимаем регулируемый сдвоенный аксиально - поршневой насос типа 223.20.156. Для него Q =156,2 л/мин; рн = 20 МПа; рmах = 32 МПа; nн=1500 об/мин.
Присоединение насоса к двигателю предусматривается через редуктор с передаточным отношением
i=nд/nн=1800/1500=1,2. (3.3)
4. Определение геометрических размеров рабочего оборудования
Полубаза экскаватора:
= = 1,3 м. (4.1)
где m - масса экскаватора, т.
Конструктивные размеры:
li = kiB (1 kв) (4.2)
где l - искомый размер;
кi - относительный коэффициент;
В - полубаза, м;
kв - коэффициент вариации.
Длина рукояти 1р = 1,5.1,3 = 1,95 м;
Длина стрелы 1с = 1,64.1,3 = 2,13 м;
Радиус ковша Rk = 0,89.1,3 = 1,16 м;
Высота пяты стрелы уо = 1,22.1,3 = 1,59 м;
Расстояние от пяты стрелы
до оси поворота платформы хо = 0,32.1,3 = 0,42 м;
Высота шарнира поворота стрелы yс = 0,93.1,3 = 1,21 м;
Расстояние от шарнира поворота стрелы
до оси поворота платформы xс = 0,67.1,3 = 0,87 м;
Расстояние от пяты стрелы до
шарнира штока цилиндра стрелы l1 = 1,5.1,3 = 1,95 м;
Расстояние от шарнира штока цилиндра
стрелы до оси поворота рукояти l2 = 2,32.1,3 = 3,01 м;
Длина консоли рукояти lк = 0,49.1,3 = 0,64 м;
Расстояние между шарнирами l3 = 0,24.1,3 = 0,31 м;
l4 = 0,35.1,3 = 0,46 м;
l5 = 0,35.1,3 = 0,46 м;
l6 = 0,27.1,3 = 0,35 м;
Расстояние от пяты стрелы до
шарнира цилиндра поворота рукояти l7 = 2,34.1,3 = 3,04 м
Угол излома стрелы Д = 23•1,3= 300.
5. Определение энергоёмкости операций и подбор силовых гидроцилиндров
5.1 Копание поворотом рукояти
Длина рабочего хода поршня гидроцилиндра рукояти:
xр = 1k = 0,82 м; (5.1)
Принимаем: vшт = 0,25 м/с; ш = 1,65.
Минимальное время копания:
tmin = (ш·xр) /vшт = (1,65 • 0,82) /0,25 = 5,4 с. (5.2)
где ш - отношение площади и полости цилиндра F1 к площади штоковой полости F2.
Работа копания поворотом рукояти:
Ар = Ауд ·q· (кн/кp) = 260•0,55 = 143 кН•м. (5.3)
где Ауд - удельная работа копания, Ауд = 200.280 кН•м/м3;
q - ёмкость ковша, м3;
kн и kр - коэффициенты наполнения и разрыхления, kн /kр = 1,0;
Расчётное давление в гидросистеме при насосах переменной подачи:
Ррасч = Рmах р/n = 3/2 = 16 МПа. (5.4)
где
рmах - давление настройки предохранительного клапана;
n - диапазон регулирования насоса.
Площадь поршневой полости гидроцилиндра:
F1 = Ap/ (Pрасч·xp·зр. о) = 143•103/ (16•106•0,82•0,85) = 0,0128 м2. (5.5)
Диаметр цилиндра:
(5.6)
dц
Полный ход поршня:
xр. п = 2·lk·sin (цp/2) = 2•0,82•sin (100/2) = 1,25 м. (5.7)
Принимаем по ГОСТ 6540-68 гидроцилиндр второго исполнения 1.2 - 140x1250.
5.2 Копание поворотом ковша
Работа копания:
Ак = kАуд (кн/кр) q = 1,2.260•1.0,55 = 171,6 кН•м. (5.8)
где k - коэффициент, учитывающий отношение полного угла поворота ковша к рабочему углу его поворота при наполнении, k = 1,2-1,3.
Максимальное усилие копания:
Pmax = (0,95Aудq) /R (5.9)
Рmax = (0,95• 260•0,55) /1,2 = 113,2 кН,
где Rk - радиус окружности, описываемой лезвием среднего зуба, м.
Расчетное давление в гидроцилиндре:
ррасч = pmax/n, (5.10)
Ррасч. = 32/2=16 МПа.
где рmах - давление настройки предохранительного клапана
n - диапазон регулирования насоса.
Необходимый рабочий объем гидроцилиндра:
W = Ak/ (Pрасчзп. к) = 171,6•103/ (16 •106•0,88) = 0,0122 м3. (5.11)
где зп. к. - коэффициент полезного действия механизма поворота ковша, включая коэффициент полезного действия гидроцилиндра.
Полный угол поворота ковша:
бк = 155°.
Угол поворота звена l4:
б4 = бк (l6/l4) = 155 (0,35/0,46) = 117,9°. (5.12)
Ход поршня:
хп = 2l4sin (б4/2) = 2•0,46•sin (117,9/2) = 0,8 м. (5.13)
Принимаем по ГОСТ 6540-68 гидроцилиндр поворота ковша с диаметром, равным диаметру гидроцилиндра рукояти 1.1-140х800.
Рабочий объем цилиндра при принятых значениях dц и xп:
W' = р·dц2·xп/4 = 0,785•0,142•0,8= 0,0123 м; (5.14)
W' ? W.
0,0123>0,0122
Скорость движения штока при номинальной подаче обеими секциями насоса:
vшт = (4Q з0) / (р·dц2) = (4•156,2•10-3.0,96) / (60•3,14•0,1252) = 0,2 м/с (5.15)
где Qн - номинальная подача насоса;
з0 - объёмный коэффициент полезного действия системы от насоса до гидроцилиндра, з0 = 0,96.
Угол поворота ковша в рад:
бк = 155/57,3 = 2,7 рад.
Время перемещения штока:
tшт = xп/vшт = 0,8/0,2 = 4 с. (5.16)
Угловая скорость:
щ = бк/tшт = 2,7/4 = 0,68 с-1. (5.17)
5.3 Подъём рабочего оборудования
Работа, затрачиваемая на подъём рабочего оборудования.
Ас = 380•103 Н•м. Принимаем z=2, Ррасч = 32/2 = 16 МПа, зс. м = 0,8.
Рабочий объем гидроцилиндров подъема стрелы:
W =Ас/Ррас Z зс. м =380.103/ (16•106.2•0,8) = 0,0148 м3. (5.18)
где Ррасч - расчётное давление рабочей жидкости;
зс. м-коэффициент полезного действия стрелоподъёмного механизма, зс. м=0,8;
z - число цилиндров (обычно z = 2).
Из расчета геометрических размеров рабочего оборудования имеем: хс=0,87 м; ус=1,21 м; хо=0,42 м; уо=1,59 м; ОА=l1=1,95м; бc' = 500, бc'' = 450.
Параметры, определяющие величину хода поршня подъема стрелы:
Диаметр цилиндра подъема стрелы
(5.25)
Принимаем цилиндр и гидроцилиндр d x S=160 x900 по ГОСТ6540-68.
6. Расчёт механизма поворота
6.1 Расчёт параметров механизма поворота
Выбираем открытую схему с насосами, автоматически регулируемыми по суммарному давлению. Во время поворота платформы поток от одного насоса используется для питания гидромотора поворота, другой насос в это время может питать один из гидроцилиндров рабочего оборудования.
Исходные данные: подача насоса Qн. max = 78,1 л/мин; номинальное давление насоса Рн = 20 МПа; угол поворота платформы ц0 = 900; диапазон регулирования насоса n' = 2. Момент инерции платформы:
I = 1000m5/3 = 1000•13,95/3 = 81 кН. м•с2. (6.1)
Момент сцепления ходовой части с грунтом:
Мсц = 1850m4/3 = 1850•13,9 4/3 = 61,77 кН. м. (6.2)
Допускаемый тормозной момент:
Мт = (0,7.0,85) Мсц = 0,7•61,77 = 43,24 к Н. м. (6.3)
Принимаем коэффициент снижения разгоняющего момента по отношению к тормозному r = Мр/Мт = 0,6 и находим значение разгоняющего момента:
Мр = r·Мт = 0,6•43,24 = 25,94 кН. м. (6.4)
Допускаемые угловые ускорения:
при разгоне - ер = Мр/I = 25,94/81 = 0,32 с-2; (6.5)
при торможении - |ет| = Мт/I = 43,24/81 = 0,53 c-2. (6.6)
Угловая скорость вращения платформы в конце разгона:
(6.7)
где ц0 - угол поворота платформы, принимаемый 1,57 рад (900).
Время разгона и торможения:
tp = щп/ер = 0,774/0,32 = 2,42 с; (6.8)
tт = щп/ет = 0,774/0,53 = 1,46 с. (6.9)
Время включения и выключения tвв = 0,35.0,4 с. Принимаем tвв = 0,4 с.
Время поворота:
tп = tp + tт + tвв = 2,42 + 1,46 + 0,4 = 4,28 с. (6.10)
Потребная мощность гидромотора:
Nгм = (Мрщп) / (1000зг-пn') = (25940•0,774) / (1000•0,9•2) = 11 кВт, (6.11)
где зг-п = КПД передач от вала гидромотора до поворотного круга.
Мощность, забираемая от первичного двигателя:
Nп = (rМрщп) / (1000зсn') = (0,6.25940•0,774) / (1000•0,78•2) = 7,7 кВт. (6.12)
где зс = згм·змп - суммарный КПД механизма поворота, включающий гидромеханический КПД гидромотора згм и КПД механических передач от вала гидромотора до поворотного круга зг-п.
По величине потребной мощности выбираем гидромотор аксиально-поршневой нерегулируемый типа 210.16.28, имеющий следующие паспортные данные: рабочий объем qm = 28,1 см3; давление на выходе: номинальное - 20 МПа, максимальное - 32 МПа; частота вращения: номинальная - 1920 об/мин; максимальная - 4000 об/мин; номинальный расход - 56,8 л/мин; номинальная эффективная мощность - 16,2 кВт; гидромеханический КПД - згм = 0,965; полный КПД - 0,92.
Передаточное отношение механической передачи:
(6.13)
где зо - объемный КПД гидропередачи от насоса до гидромотора (включая насос, гидромотор и трубопроводы).
Частота вращения вала гидромотора:
nм = 30ipщп/р = 30•341•0,774/3,14 = 2522 об/мин. (6.14)
Сравнивая частоту вала гидромотора с максимальной, имеем:
nм = 2522 об/мин < 4000 об/мин.
Давление настройки предохранительных клапанов:
Рк = 6,28Мр/ (qмipзгмзмп) +рсл (6.15)
Рк = 6,28•25,94•103/ (28,1•341•0,965•0,9) +0,5 = 19,6 МПа.
где згм - гидромеханический кпд гидромотора;
змп - кпд механической передачи от гидромотора до поворотного круга;
рсл - давление в сливной магистрали за гидромотором, рсл = 0,5-1,5 МПа. Проверяем выполнение условия Рк/Рmax = 0,6.0,8:
Рк/Рmax = 20/32 = 0,63 - условие выполняется.
Подача насоса при давлении настройки предохранительных клапанов:
Q0 = 60Nгм/ (Ркзгм) = 60•11/ (20•0,965) = 34,19 л/мин. (6.16)
Угловая скорость вращения платформы в конце первого этапа разгона:
(6.17)
Фактические значения разгоняющего и тормозного моментов:
Мр = 0,159 (0,95Рк - Рсл) qмiрзгмзм. п; (6.18)
Мр = 0,159· (0,95•20 - 0,5) ·28,1•341•0,965•0,9 = 24,479 кН. м;
Мт = Мр/ (згм·зм. п) 2 = 24,479/ (0,965•0,9) 2 = 32,638 кН. м; (6.19)
Отношение r =Mр/Mт = 24,479/32,638 = 0,75. (6.20)
Фактические угловые ускорения:
при разгоне ер = Мр/I = 24,479 /81 = 0,302 с-2; (6.21)
при торможении ¦ет¦=Мт/I = 32,638 /81 = 0,402 c-2; (6.22)
Фактическая максимальная угловая скорость вращения платформы:
(6.23)
Фактические значения времени разгона и торможения:
tp = щп/ер = 0,74/0,302 = 2,45 с; (6.24)
tт = щп/ет = 0,74/0,402 = 1,86 с. (6.25)
Фактическое время поворота:
tп = tр + tт + tвв = 2,45 + 1,86 + 0,4 = 4,71 с. (6.26)
Общие затраты энергии:
Ао = Nп·tп = 7,7•103•4,71 = 36,3 кДж. (6.27)
Полезные затраты:
Апол = (Iщп2) /2 + Мсцо ? (Iщп2) /2 = (81•0,742) /2 = 22,2 кН. м. (6.28)
Литература
1. Беркман И.Л. Одноковшовые строительные экскаваторы. - М., 1986.
2. Щемелев А.М. Проектирование гидропривода машин для земляных работ. - Могилёв, 1995.
3. Проектирование машин для земляных работ, под ред.А.М. Холодова. - Харьков, 1986.
4. Смоляницкий Э.А., Перлов А.С., Королёв А.В. Рабочее оборудование одноковшовых полноповоротных гидравлических экскаваторов. Обзор. - М.; ЦНИИТЭСтроймаш, 1971.
5. В.А. Абрамович, В.А. Довгяло. Расчет гидропривода механизмов одноковшового экскаватора. Пособие к курсовой работе по дисциплине "Гидравлика и гидравлические машины". - Г., 2003.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Составление гидравлической схемы и ее описание. Определение мощности первичного двигателя, параметров насосной установки, рабочего оборудования. Подбор силовых гидроцилиндров и его обоснование. Порядок расчета основных параметров механизмов поворота.
контрольная работа [54,5 K], добавлен 19.10.2015Расчет объемного гидропривода универсального одноковшового экскаватора. Описание принципиальной гидравлической схемы. Выбор насоса. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости, потерь давления в гидролиниях, гидроцилиндров.
курсовая работа [69,3 K], добавлен 19.02.2014Назначение и состав гидропривода погрузчика-штабелера. Расчет потребляемой мощности и подбор насосов. Составление структурной гидравлической схемы экскаватора. Выбор фильтра гидросистемы. Расчет потерь давления в гидроприводе и КПД гидропривода.
курсовая работа [875,1 K], добавлен 12.06.2019Определение размеров базы одноковшового экскаватора. Расчет элементов рабочего оборудования и гидроцилиндров. Анализ схемы усилий, действующих на оборудование прямой лопаты гидравлического экскаватора. Проверка устойчивости экскаватора к опрокидыванию.
курсовая работа [864,8 K], добавлен 09.06.2016Составление принципиальной гидравлической схемы привода. Разработка циклограммы работы гидропривода. Расчет временных, силовых и кинематических параметров цикла. Определение типа насосной установки. Нахождение потребного давления в напорной гидролинии.
контрольная работа [290,2 K], добавлен 23.12.2014Преимущества и недостатки гидропривода, разработка его принципиальной схемы. Расчет размеров и подбор гидродвигателя и гидроцилиндра. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных устройств. Определение параметров и подбор насоса. Общий КПД гидропривода.
курсовая работа [229,5 K], добавлен 19.03.2011Разработка гидропривода фрезерного станка. Силовой расчет с целью выбора гидроцилиндра и кинематический расчет для выбора насосной установки. Проектирование гидравлической схемы привода, конструирование гидропанели. Расчет КПД и мощности на холостом ходу.
курсовая работа [845,2 K], добавлен 13.05.2011Описание гидравлической схемы и расчетный проект гидропривода многоцелевого сверлильно-фрезерно-расточного станка с ЧПУ. Выбор элементов гидропривода: рабочая жидкость и давление. Подбор гидромотора, трубопроводов и гидроаппаратуры. КПД гидропривода.
курсовая работа [254,4 K], добавлен 08.02.2011Применение траншейных экскаваторов на стройке линейных подземных коммуникаций открытым способом для рытья траншей. Трансмиссия от базового трактора. Преимущества гидропривода механизмов экскаваторов непрерывного действия по сравнению с механическим.
курсовая работа [717,9 K], добавлен 03.11.2022Разработка принципиальной гидравлической схемы. Тепловой расчет гидропривода. Расчет и выбор гидроцилиндра, гидронасоса, гидроаппаратов и гидролиний. Выбор рабочей жидкости. Расчет внешней характеристики гидропривода. Преимущества гидравлического привода.
курсовая работа [88,8 K], добавлен 23.09.2010
