Гидравлический привод ленточного конвейера с регулируемой скоростью

ОГП переделаный1.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
Пермский национальный исследовательский политехнический университет
ФакультетАэрокосмический
Специальность Гидравлика гидроприводы и гидропневмоавтоматика
Тема: Гидравлический привод ленточного конвейера
Пояснительная записка
Проект выполнил студент гр. ГПА 08 Булкин А.Д.
Руководитель проекта к.т.н. доцент Квашнин А.И.
Выбор гидропривода .. 4
Гидравлический расчет .. ..5
1 Определение установившейся скорости и ускорения исполнительного органа .. .. .. 5
2 Определение мощности на исполнительном органе объекта 6
3 Выбор гидромотора .7
4 Определение диаметров трубопроводов .. .. 8
5 Выбор рабочей жидкости ..10
6 Выбор насоса . . . ..10
7 Выбор приводящего двигателя . .. .13
Тепловой расчет гидропривода . . 15
Прочностной расчет трубопровода . . .16
Оценка надежности спроектированного ГП 16
Выбор гидроаппаратуры .19
Список литературы . . 20
Гидропривод – совокупность устройств (в число которых входит одни или несколько гидродвигателей) предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочих жидкостей в гидроприводах используются в основном минеральные масла. Так же используются синтетические жидкости эмульсии растительные масла вода и жидкие металлы.
Широкое использование гидроприводов определяется рядом их существенных преимуществ перед приводом других типов прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов защиту систему от перегрузки и точный контроль действующих усилий. С помощью гидроцилиндров удается получить прямолинейное движение без кинематических преобразований а также обеспечить определенное соотношение скоростей прямого и обратного ходов. Недостатки которые ограничивают их использование – это потери на трение и утечки снижающие КПД гидропривода и вызывающие повышение температуры рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах улучшают условия смазывания и теплоотвода в то время как наружные – приводят к повышению расхода рабочей жидкости загрязнению гидросистемы и рабочего места.
Попадание воздуха и воды в минеральное масло приводит к вспениванию рабочей жидкости и впоследствии к нарушению работоспособности гидросистемы. Изменение вязкости масла при его разогреве приводит к изменению скорости движения рабочих органов (при отсутствии специальных средств стабилизации расхода).
По техническому заданию необходимо спроектировать гидравлический привод ленточного конвейера. Выбор гидропривода по виду управления определяет мощность на исполнительном органе.
Определим мощность на валу гидромотора:
где P - мощность на валу гидромотора Вт;
Т=5000 – момент на валу приводящего двигателя Нм;
- угловая скорость вала гидромотора с-1.
Определим угловую скорость вала гидромотора:
где - угловая скорость вала гидромотора с-1;
=16- максимальная скорость ленты мс;
Dб=05 - диаметр барабана м.
P=500032=16000 Вт=16кВт
По полученному значению мощности применяем гидропривод с закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости. Используем схему с регулируемым насосом и нерегулируемым гидромотором. Такая схема используется при небольшом диапазоне регулирования скорости и обеспечивает постоянное значение момента на валу гидромотора. Так же особенностью такой схемы является плавное изменение частоты вращения вала гидромотора при реверсировании.
Для устранения возможных неполадок конвейера необходимо обеспечить реверсирование гидропривода. Оно обеспечивается реверсивным гидромотором нереверсивным насосом и гидрораспределителем 64 схемы исполнения.
Система регулирования насоса запитывается от малорасходного насоса с низким номинальным давлением который также запитывает систему подпитки и фильтрует жидкость.
Гидропривод с объемным управлением способен развивать мощность от 1.5 до 200 кВт. Гидропривод с дроссельным управлением вследствие низкого КПД применяется с обеспечением полезной мощности на исполнительном органе не превышающей 5 7 кВт. [1]
Гидравлический расчет
1 Определение установившейся скорости и ускорения исполнительного органа
Рисунок 1 – Диаграмма “скорость-время”
Суммарное время выполнения операции равно:
где– суммарное время выполнения операции с;
– время установившегося движения с;
– время торможения с.
Установившееся значение угловой скорости вращения вала исполнительного органа:
уст - установившееся значение угловой скорости вращения вала исполнительного органа с-1;
=16 – скорость ленты мс;
Dб=05 – диаметр барабана м.
Определим угловое ускорение разгона вала исполнительного органа:
2 Определение мощности на исполнительном органе объекта
Уравнение движения вала гидромотора:
где– движущий момент приложенный к валу исполнительного органа Нм;
TJ– инерционная составляющая движущего момента Нм;
–момент сопротивления вращению вала исполнительного органа Нм.
TJ=Jпрd2φиоdt2=Jпрустtразг (8)
где =01 – приведенный момент инерции вала исполнительного органа кгм2; [2]
устtразг=32 - угловое ускорение разгона вала исполнительного органа с-2; (Рассчитано по формуле 6)
где–момент сопротивления вращению вала исполнительного органа Нм.
– постоянный момент Нм;
Tφ –момент силы упругости Нм;
–момент силы сухого трения Нм;
–момент силы вязкого трения Нм.
Момент силы упругости принимаем равным нулю т.к. объект большой массы и его можно считать абсолютно жестким.
Моменты сил сухого и вязкого трения принимаем равными 10% от постоянного момента [2]:
Поскольку инерционная составляющая движущего момента много меньше момента сопротивления пренебрегаем ей.
Полезная мощность на валу гидромотора:
Гидромоторы преобразуют энергию потока жидкости в механическую энергию вращения вала. Скорость вращения вала должна изменяться в широких пределах но только немногие из гидромоторов способны успешно применяться при малых и больших частотах вращения. Поэтому гидромоторы подразделяются на тихоходные (05 1000 мин–1) и быстрходные (500 10000мин–1) [1]. Крутящий момент развиваемый гидромотором зависит от его рабочего объёма и перепада давления между входом и выходом . Мощность определяется крутящим моментом и прямо пропорциональна частоте вращения вала гидромотора.
Тихоходные гидромоторы даже при малых частотах вращения развивают большие крутящие моменты.
Выбираемый гидромотор должен удовлетворять следующим параметрам:
Т дв= 6000 Нм –крутящий момент на валу гидромотора;
nм= 306 обмин – частота вращения вала;
По [2] выбираем радиально-поршневой нерегулируемый гидромотор MSE 08.
V М = 1248см3 – рабочий объем;
р Мmax = 400бар = 40МПа – максимальное давление
Мt = 0.9 – общий КПД гидромотора.
Перепад давления определяется по расчетному моменту :
Расчетные и каталожные параметры гидромотора удовлетворяют следующим неравенствам:
4 Определение диаметров трубопроводов
По известным параметрам гидродвигателя определяется расход рабочей жидкости необходимый для обеспечения расчетной скорости выходного элемента гидродвигателя:
где – суммарный расход гидромотора м3с;
– рабочий объем гидромотора м3;
– расчетная скорость вращения вала гидромотора обс;
– объемный кпд гидромотора;
qм=124810-605109=070710-3 м3с=424103см3с
Поскольку гидромотор реверсивный устанавливаем напорный и сливной трубопроводы одного сечения.
По расходу рабочей жидкости определяется внутренний диаметр тубопровода:
где– средняя скорость жидкости в трубопроводе мс.
Рекомендуемая средняя скорость имеет следующие численные значения: для всасывающих трубопроводов – 05 15 мс; для напорных трубопроводов – 5 10 мс; для сливных трубопроводов – 3 5 мс [1].
Меньшее значение средней скорости в напорном трубопроводе выбирается при давлении превышающем 10 МПа и длине трубопровода более 10м.
Назначаем диаметр трубопровода d=23мм.
По ГОСТ 8732-78 выбираем трубу с наружным диаметром 28мм толщиной стенок 2.5мм длинной кратной 1000мм обычной точности изготовления из стали марки 10 изготавливается по группе Б ГОСТ 8731-74.
Найдем скорость движения жидкости с учетом назначенного диаметра трубопровода:
=4qмd2=40.70710-33.140.0232=4.2 мс (14)
5 Выбор рабочей жидкости
Рабочая жидкость должна удовлетворять следующим параметрам:
перепад давления в гидромоторе 306 МПа;
максимальное значение температуры рабочей жидкости 60 оС;
Выбираем масло МГЕ-46В (ТУ 38 001347-83). Его характеристики:
Плотность 890 кгсм3.
Кинематическая вязкость 506 сСт;
Максимальное давление 35МПа;
Температура вспышки 190 оС;
Температура застывания -32 оС;
Кислотное число 07 - 15 мг КОНг;
Индекс вязкости ИВ 90;
Тонкость фильтрации 12.
Номинальное давление на выходе из насоса рассчитывается как сумма перепада давления в гидромоторе и потерь давления в линиях подвода и отвода рабочей жидкости от гидромотора обусловленных гидравлическими сопротивлениями.
Перепад давления в насосе:
pp - перепад давления в насосе Па;
pм - перепад давления на гидромоторе Па;
ps - потери в гидросистеме Па.
pм - потери давления на местных сопротивлениях Па;
pl - потери давления по длине трубопровода Па.
Потери давления на местных сопротивлениях определяются потерями давления в гидроаппаратуре и потерями давления в трубопроводе связанными с изменением направления движения потока жидкости. Поскольку потери давления в трубопроводе связанные с изменением направления движения потока жидкости малы по сравнению с потерями давления в гидроаппаратуре считаем их равными нулю.
Выбираемый распределитель Р1 должен удовлетворять следующим параметрам:
qм = 070710-3 – расход гидромотора м3с;
рм= 306 – перепад давления в гидромоторе МПа;
По [3] выбираем 43 гидрораспределитель выполненный по 64 схеме с электрическим управлением управлением диаметром условного прохода 32 мм: ВЕ32.64. Н.УХЛ4 1Р323.
qn=330 – 700– номинальный расход лмин;
pn=32 – номинальное давление МПа;
pР1=005 – потери давления в гидрораспределителе МПа;
Потери давления по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха [4]:
где λ - коэффициент сопротивления трения;
d=23мм - диаметр напорного трубопровода;
=42 мс - скорость в трубопроводе;
Найдем число Рейнольдса для данного трубопровода:
Re=42002350610-6=2273
Полученное значение числа Рейнольдса показывает что движение жидкости в трубе – турбулентное следовательно коэффициент сопротивления трения можно найти по формуле:
Найдем потери давления по длине трубопровода:
pl=0046100023422289010-6=0156МПа
Потери давления в гидросистеме:
ps=005+0156=0206 МПа
pp=302+0206=30406 МПа
Выбираемый насос должен удовлетворять следующим параметрам:
pp=30406 – перепад давления в насосе МПа;
qм =070710-3 - расход жидкости в гидромоторе м3с;
По [3] выбираем радиально поршневой насос PV 075.
Рабочий объем насоса 753 см3;
Максимальное давление на выходе из насоса 45 МПа;
Максимальная частота вращения вала насоса 4165 обмин;
Максимальная потребляемая мощность 224 кВт;
Определим фактическую угловую скорость вала насоса:
ф=2Vpqм=231475310-6070710-3=5896 с-1 (20)
Фактическая частота вращения вала насоса:
nф=ф30=5896303.14=5633обмин=94обс (21)
Фактический расход насоса:
qф=Vpnф=75310-694=070810-3 м3 с (22)
По [2] подбираем насос подпитки:
Выбираем нерегулируемый пластинчатый насос НПл166.3.
Рабочий объем насоса 16 см3;
Номинальная подача 12.7 лмин;
Номинальное давление на выходе из насоса 63 МПа;
Номинальная частота вращения вала насоса 950 обмин;
Максимальная частота вращения вала насоса 1500 обмин;
Минимальная частота вращения вала насоса 600 обмин;
Номинальная мощность 19 кВт;
Объемный КПД при номинальном режиме работы 0.83;
Полный КПД при номинальном режиме работы 0.7;
7 Выбор приводящего двигателя
Ленточный конвейер – стационарная гидравлическая система поэтому в качестве приводящего двигателя выбираем асинхронный двигатель.
Поскольку к приводящему двигателю подключено два насоса для определения мощности на валу приводящего двигателя складываем мощности насосов:
Мощность на валу основного насоса:
гдеq2p – номинальный расход насоса м3с;
tp – общий кпд насоса;
p2p – номинальное давление на выходе насоса Па;
k – коэффициент запаса.
С учетом того что в расчете была пренебреженна инерционная составляющая движущего момента приложенного к валу исполнительного органа назначаем коэффициент запаса k=11 [1].
Pn1=070810-3304060911=222742 Вт
Мощность на валу приводящего двигателя:
Pпд=222742+1900=241742 Вт
По полученным данным выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный: АИР200L6 [4]:
Номинальная частота вращения 1000 обмин;
Для обеспечения рассчитанной частоты вращения вала основного насоса между электродвигателем и насосом устанавливаем редуктор с передаточным отношением i=1.78 Подключение основного насоса и насоса подпитки к электродвигателю показано на рисунке 2.
– Основной насос Н1;
– Насос подпитки Н2;
– Электродвигатель ЭД1.
Рисунок 2. Подключение основного насоса и насоса подпитки к электродвигателю
Тепловой расчет гидропривода
Работа гидропривода сопровождается потерями энергии в насосе гидродвигателе гидроаппаратах и трубопроводах идущими на нагрев жидкости температура которой может повышаться до недопустимых значений. С ростом температуры понижается вязкость рабочей жидкости увеличиваются утечки при дросселировании в зазорах что ведет к дальнейшему повышению температуры. Высокая температура способствует более интенсивному протеканию окислительного процесса рабочей жидкости уменьшению прочности смазочной пленки между трущимися поверхностями и следовательно снижению надежности гидропривода.
Часть тепловой энергии рассеивается в окружающую среду теплопередачей от поверхности гидробака трубопроводов и гидроагрегатов. Поэтому необходимо чтобы в гидросистеме был установлен соответствующий тепловой баланс определяемый равенством притока и оттока тепла причем при расчете этого баланса в первом приближении не следует принимать во внимание возможность аккумулирования тепла в гидробаке.
Тепловой расчет разомкнутого гидропривода на практике можно свести к расчету минимально необходимого объема рабочей жидкости в гидробаке при котором перепад температур не превысит допустимой величины или определения установившейся температуры после длительной работы гидропривода если известен объем жидкости и сравнения ее с допустимой температурой нагрева. Поддержание температуры рабочей жидкости в норме достигается также применением теплообменников.
Определим КПД гидропривода:
tгп=PмPp= 19200222742=086 (25)
где Pм=19200 – мощность на валу гидромотора Вт (Рассчитано по формуле 10);
Pp=222742 - мощность на валу насоса Вт (Рассчитано по формуле 24);
Мощность затраченная на нагрев рабочей жидкости:
Ps=Pпд1-tгп=241742 1-0.86=3336.4 Вт (26)
Поскольку мощность затраченная на нагрев рабочей жидкости много меньше мощности гидропривода и гидролинии имеют достаточную длину необходимость в установке теплообменника отсутствует.
Для системы подпитки выбираем бак объемом равным объему жидкости прошедшей через насос подпитки в течении 5 минут:
Vб=5qnp=5*12.7=63.5 л (27)
Назначаем Vб=64 л. Размеры бака: 04х04х04 м.
Прочностной расчет трубопровода
Материал трубопроводов сталь 10 .
Определим временное сопротивление растяжению материала напорного трубопровода:
где - давление в гидросистеме Па; ;
- коэффициент безопасности (для участков с ненапряженным режимом работы); ;
- толщина стенок трубопровода м; .
Условие прочности выполняется.
Оценка надежности спроектированного ГП
Оценку надежности будем выполнять по методу структурных схем.
Цель расчета заключается в определении количества показателей надежности гидравлического устройства в целом по известным показателям надежности составляющих элементов.
Суть метода структурных схем заключается в определении надежности. Задача решается в 2 этапа. На первом этапе составляется структурная схема надежности гидравлического устройства. На втором этапе на основе структурной схемы надежности находится формула для определения показателей надежности.
На стадиях испытаний и эксплуатации расчет надежности производят для оценки достигнутых показателей надежности и для поиска пути повышения надежности гидравлического устройства.
Структурная схема надежности:
При составлении структурной схемы надежности необходимо сформулировать условие отказа: Гидропривод откажет если откажет любой из элементов гидропривода.
Формирование исходных данных
Элемент гидропривода
Интенсивность отказов (*10-6) 1час
Переливной клапан(ПК1)
Переливной клапан(ПК2)
Обратный клапан(ОК1)
Обратный клапан(ОК2)
Переливной клапан(ПК3)
Определяем показатели надёжности:
= (4+81+81+14+14+4+81+20+13+25+001+005+15+78)*10-6=
Вероятность безотказной работы гидропривода при последовательном соединении элементов определяется как:
где t – заданное время работы гидропривода = 3000 ч.
P(t=3000) = e-175*10-6*3*103=059
Время безотказной работы до отказа определяется как:
T0=1λ0=1175*10-6= 5702 час(32)
Предохранительные клапаны (ПК1) (ПК2) (ПК3) выбираем по давлению pp=30406 МПа и расходу в сети qм=070710-3 м3с. Назначаем предохранительный клапан DBD*20K1X** ввертной. Диаметр условного прохода Dy= 20мм. Максимальное давление pmax=40 МПа. Максимальный расход Qmax=200лмин. Изготовитель – Rexroth. [5]
Фильтр (Ф1) выбираем по давлению в системе подпитке и по расходу: pn= 63 МПа qn= 12.7 лмин. Назначаем фильтр RFBNHCO160G10*2.X* Максимальный расход Qmax=160лмин. Максимальное давление pmax=63 МПа. Тонкость фильтрации 14. Изготовитель – Rexroth. [5]
Обратные клапаны (ОК1) (ОК2) выбираем по давлению pp=30406 МПа и расходу в сети qм=070710-3 м3с. Назначаем обратный клапан Г51-31. Номинальный расход qn=16 лмин. Максимальное давление pmax=32 МПа. [3]
Гидрораспределитель Р1 выбираем по давлению pp=30406 МПа и расходу в сети qм=070710-3 м3с. Назначаем 43 гидрораспределитель выполненный по 64 схеме с электрическим управлением диаметром условного прохода 32 мм: ВЕ32.64. Н.УХЛ4 1Р323 . Номинальный расход qn=330 – 700 лмин. Максимальный расход qmax=600 – 900 лмин. Номинальное давление pn=32 МПа. [3]
Гидрораспределитель Р2 выбираем по давлению в системе подпитке и по расходу: pn= 63 МПа qn= 12.7 лмин. Назначаем дросселирующий 43 гидрораспределитель 44 схема исполнения с механическим управлением (Р2): 4WS*2Е*10- 4X*B******. Диаметр условного прохода Dy= 10мм. Максимальное давление pmax=315 МПа. Максимальный расход Qmax=20лмин. Потери давления в гидрораспределителе pР2=005 МПа. Изготовитель – Rexroth. [5]
Квашнин А.И. Гидравлический привод и средства автоматика. Проектирование объемного гидропривода: учеб.–метод. пособие Квашнин А.И. – Пермь: Изд-во Перм. гос. техн. ун-та 2007 г. – 82с.
Свешников В.К. Станочные приводы: справочник: Библиотека конструктора Свешников В.К. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2004. – 512 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3 т. Т.3. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. – 864 с.: ил.

Дросселирующий распределитель в рамке.dwg

Настоящий документ не может быть размножен использован иили

доклад.docx

По техническому заданию было необходимо спроектировать гидропривод ленточного конвейера с регулируемой скоростью ленты от 0.8 до 1.6 мс. Выбор гидропривода по виду управления определяет мощность на исполнительном органе. По полученному значению мощности применяем гидропривод с закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости. Используем схему с регулируемым насосом и нерегулируемым гидромотором. Такая схема используется при небольшом диапазоне регулирования скорости и обеспечивает постоянное значение момента на валу гидромотора. Также особенностью такой схемы является плавное изменение частоты вращения вала гидромотора при реверсировании.
Гидравлическая схема состоит из:
-регулируемого нереверсивного насоса
-нерегулируемого реверсивного гидромотора
-распределителя выполненного по 64 схеме который обеспечивает реверсирование
-системы управления.
Системы регулирования и подпитки запитываются от малорасходного насоса с небольшим номинальным давлением.
Поскольку данная установка стационарная используем АД. Момент от вала АД передается на валы насосов через редуктор.
По заданию на курсовой проект было необходимо спроектировать дросселирующий гидрораспределитель выполненный по 44 схеме. Он состоит из золотника корпуса пружин и рукоятки закрепленной на оси.
В ходе курсового проекта были проведены гидравлический расчет тепловой расчет прочностной расчет а так же была выполнена оценка надежности спроектированного гидропривода.
Спасибо за внимание доклад окончил.

Схема моя в рамке.dwg

Настоящий документ не может быть размножен использован иили
КП.ГПСА.ГПА08.61.000
Схема гидравлическая