Расчет и проектирование загрузочного устройства

Устройство загрузочное.cdw

Производительность установки
Ширина тракового питателя
Скорость движения тракового полотна
Вес загрузочного устройства
Устройство загрузочное
для подвесного толкающего конвейера
КР.ММ1709.064.00.00.00.

Электрическая.cdw

Гидравлическая.cdw

Записка.doc

Министерство образования Российской Федерации
Магнитогорский Государственный Технический Университет
Пояснительная записка
КР.1709.2004.64.00. ПЗ
1Описание устройства .4
2Техническая характеристика .4
3Расчет усилий действующих на гидроцилиндры 5
1 Разработка гидравлической схемы 7
2 Описание работы гидросистемы 8
3 Расчет гидроцилиндра подъема лотка .8
3.1 Расчет гидроцилиндра 8
3.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре 11
4 Расчет гидроцилиндра отсекателя ..11
4.1 Расчет гидроцилиндра 11
4.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре .14
5 Определение проходных сечений трубопроводов 15
6 Проверка трубопровода на гидроудар .16
7 Выбор гидроаппаратуры управления системой 17
8 Определение гидравлических потерь в системе ..17
8.1 Гидролиния всасывания .17
8.2Гидролиния нагнетания 18
8.3.Гидролиния слива 19
9 Выбор типа насоса 20
10 Расчет емкости гидробака .21
11 Расчет проушины гидроцилиндра подъема лотка ..22
13 Определение толщины днища цилиндра .23
1 Разработка электрогидросхемы 24
2 Описание работы электрогидросхемы 25
1 Рабочие жидкости для гидравлической системы ..26
1 Описание устройства
Устройство предназначено для дозированной загрузки подвесок подвесного толкающего конвейера мелкими и средними поковками или отливками.
Лоток загруженный поковками (отливками) гидроцилиндром наклоняется на определенный угол до момента начала сползания деталей на движущийся траковый питатель который подавая попавшие на него детали дозирует загрузку ими подвески толкающего конвейера. Лоток гидроцилиндр и траковый питатель монтируются на металлоконструкции.
Конструкция загрузочного устройства рассчитана на эксплуатацию в кузнечных и литейных цехах.
2 Техническая характеристика
Производительность установки кгмин270-400
Ширина тракового питателя мм500
Скорость движения тракового полотна ммин344
Вес загрузочного устройства кг2800
3 Расчет усилий действующих на гидроцилиндры
Рис. 1.1 Расчетная схема нагрузок на гидроцилиндры
где G – вес лотка и груза;
Fц – усилие гидроцилиндра подъема лотка;
Gг – вес груза действующий на отсекатель;
Fц’ – усилие гидроцилиндра привода отсекателя;
Составим уравнение моментов относительно точки В:
Fц’ 0178 - Gг 0322=0
Тогда усилие гидроцилиндра привода отсекателя:
Составим уравнение моментов относительно точки А:
Тогда усилие гидроцилиндра подъема лотка:
1 Разработка гидравлической схемы
Рис. 2.1 Гидравлическая схема
2 Описание работы гидросистемы
Рабочая жидкость из бака Б засасывается насосом Н очищается в фильтре Ф1 и подается к гидрораспределителям подъема лотка ГЦ1 и отсекателя ГЦ2. При нейтральном положении секций распределителей рабочая жидкость проходит через них не совершая полезной работы охлаждается в охладителе О очищается в фильтре Ф2 и сливается в бак.
При включении одного из потребителей жидкость через обратный клапан ОК проходит через включенный распределитель - совершает полезную работу
В гидравлической системе предусмотрен предохранительный клапан КП который при превышении расчетного рабочего давления открывается и пропускает жидкость в обход потребителей.
3 Расчет гидроцилиндра подъема лотка
3.1 Расчет гидроцилиндра
Внутренний диаметр D1 гильзы гидроцилиндра вычисляется по найденному значению расчетной нагрузки на гидроцилиндр F и давлению без учета потерь:
где F =3277 H - расчетная нагрузка на гидроцилиндр;
= 0.4 МПа - давление в системе;
Найденное значение D1 округляется до ближайшего нормального:
Диаметр штока D2 выбирается из соотношения:
D2= (04 ..05) D1 = (04 .05) 105=42 ..52.5 мм;
Найденное значение D2 округляется до ближайшего нормального:
В качестве уплотнений поршня и штока рекомендуется использовать эластомерные материалы резинотканевые шевронные манжеты.
Количество манжет назначается в зависимости от уплотняемого диаметра и давления.
При давлении 0.4 МПа количество манжет n принимается равным:
На поршень: D1=105 мм.;
На шток: D2 =50мм.; для 55 ≤
Среднею высоту h одной манжеты можно принять равной 6 мм в уплотнении с четырьмя манжетами:
И h= 4 мм – в уплотнениях с тремя манжетами:
Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет определяется по формуле:
где D - уплотняемый диаметр мм;
h – высота манжеты мм.;
- напряжение силы трения (удельное трение);
Сила трения Т1 в уплотнении поршня:
Т1 = D1 h1 n1 = 314105 6 4 02 = 1583H;
Сила трения Т2 в уплотнений штока:
Т2 = D2 h2 n2 = 314 50 4 3 02 = 377H;
Давление жидкости в полостях гидроцилиндра (р1 – в поршневой и р2 – в штоковой ) с учетом сил трения в уплотнительных узлах поршня и штока при установившемся движении определяется согласно уравнению:
р1 S1 - р2 (S1 - S2) – F -T1 - T2 =0;
где р1- давление в поршневой полости гидроцилиндра;
р2 = 02 МПа - давление в штоковой полости гидроцилиндра (р2= потеря давления в линии слива и 02 МПа;
S1 и S2 – рабочие площади соответственно поршня и штока;
Тогда давление в полости гидроцилиндра р1 определяется по формуле:
Толщина стенки гильзы определяется по величине давления р1 и допускаемому напряжению[р]:
где а1 – допуск на обработку;
- допускаемое напряжение растяжения;
Для стального литья (80-100) МПа;
Выбор способа крепления гидроцилиндра и определение минимального диаметра штока из условий прочности при расчете на устойчивость.
Рис. 2.2 К расчету гидроцилиндра.
Зная расчетное усилие F = 3277H определяем критическое усилие Fкр.по формуле:
где m = 2-3- коэффициент запаса прочности;
F кр= F m= 3277 2=6594H;
Зная критическую силу можно определить момент инерции i :
Е= 21105 МПа - модуль упругости;
пр. – длина продольного изгиба определяемая при полностью выдвинутом штоке гидроцилиндра с учетом размеров креплений гидроцилиндра и его штока.
= 200мм – конструкционные размеры;
хода =300 мм – длина рабочего хода;
=200мм – конструкционные размеры;
пр=0.5(200 + 2 300 + 200)=500мм;
Из формулы выразим i штока:
Для определения i штока используют и такую формулу:
То есть минимальный диаметр штока D2m
Так как принятый ранее D2 = 50мм > D2min то D2 =50мм удовлетворяет условию прочности.
3.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре
Расчетный расход жидкости подаваемой в поршневую полость гидроцилиндра с учетом утечек жидкости в гидроцилиндре:
где S1 =8655 мм2=0.008655 м2;
.- объемный КПД гидроцилиндра значение которого при использовании манжетных уплотнений =099;
V – скорость движения штока гидроцилиндра
Принимаем V=0.25 мс.
Q = (025 0.008655)099=00021856м3с=01311 м3мин.;
Расчетный расход гидролинии слива (подача жидкости в штоковую полость гидроцилиндра) с учетом утечек жидкости в гидроцилиндре:
Qсл=[025(0008655 – 0001963)] 099= 0.0017 м3с= 0102 м3мин;
4 Расчет гидроцилиндра отсекателя
4.1 Расчет гидроцилиндра
где F =1078 H - расчетная нагрузка на гидроцилиндр;
D2 = 045 65 =296 мм;
На поршень: D1=65 мм.;
На шток: D2 =32 мм; для 55 ≤
Т1 = D1h1n1 = 314 65 6 4 02 = 980 H;
Т2 = D2h2 n2 = 314 32 4 3 02 = 241 H;
р1S1- р2 (S1-S2)-F-T1-T2 =0;
Для стального литья (80 -100) МПа;
Рис. 2.3 К расчету гидроцилиндра.
Зная расчетное усилие F = 1078 H определяем критическое усилие Fкр.по формуле:
F кр= F m= 1078 2=2156 H;
хода =400 мм – длина рабочего хода;
пр=200 + 2 400 + 200=1200 мм;
Так как принятый ранее D2 = 32 мм > D2min то D2 = 32 мм удовлетворяет условию прочности.
4.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре
где S1 =3318 мм2=0003318 м2;
Q = (025 0003318)099=000084 м3с=0051 м3мин.;
Qсл=[025(0003318 – 0000804)] 099= 0.00063 м3с= 0038 м3мин;
5 Определение проходных сечений трубопроводов.
Площадь проходных сечений трубопроводов определяется по величине расчетного расхода и допустимой скорости движения рабочей жидкости в трубопроводе.
На линии нагнетания диаметр трубопровода dH определяется по расходу Q (для гидроцилиндра подъема лотка) и допустимой скорости движения рабочей жидкости VH.
Определим площадь сечения трубопровода с учетом объемного КПД гидроцилиндра:
где VH = 3мс – допустимая скорость движения рабочей жидкости в линии нагнетания;
Q = 01311 м3мин = 00021856 м3с;
Тогда диаметр линии нагнетания dH:
Вычисленное значения диаметра округляют до нормального значения выбираемого из ряда.
Условный проход 32 мм толщина стенки 2 мм.
На линии слива диаметр трубопровода dc определяется по расходу
Qсл =0102 м3мин = 00017м3с и допустимой скорости движения рабочей жидкости в линии слива Vс.
Определим площадь сечения трубопровода с учетом объемного КПД гидроцилиндра.
Диаметр линии слива dc :
Округляем до нормального значения и определяем толщину стенки:
Принимаем dc = 32 мм толщина стенки равна 2 мм.
На линии всасывания диаметр dв принимают равным dc:
6 Проверка трубопровода на гидроудар
Труба гидролинии нагнетания проверяется на повышенное давление при гидравлическом ударе возникающий в момент переключения золотника.
Расчет ударного давления по формуле Жуковского Н.Е.:
где V = 3мс – скорость движения жидкости в трубопроводе (до момента перекрытия сечения).
С - скорость распространения ударной волны мс. (для масла С= 1320мс).
- плотность рабочей жидкости кгм3;
В качестве рабочей жидкости используется масло АМГ-10 плотность которого составляет = 850 кгм3; кинематическая вязкость =10мм2с;
ΔРгу =3 1320 850 = 3366000 Па=336 МПа;
где Р1=0.83 – наибольшее давление в поршневой полости гидроцилиндра;
Руд = 0.83+3.36= 419 МПа;
Тогда: = = 33 МПа ≤ []= 90 МПа.
7 Выбор гидроаппаратуры управления системой.
Выбор типоразмера аппарата осуществляется по расчетным параметрам потока рабочей жидкости (расходу давлению) пропускаемого через гидроаппаратуру.
Пропускная способность 140 лмин.; потери давления: 02 МПа;
Клапан обратный Г51-3:
Dу =32мм; пропускаемая способность 250лмин. Потери давления 009МПа;
Гидрораспределитель тип:3-х позиционный 5-ти линейный с электромагнитным управлением Тип ВЕ20. Расход 150лмин
Условный проход: 32мм.
потери давления: 04 МПа;
Охладитель жидкости:
Тип: 3-х ходовый; марка КМ3-СК-5;
Охлаждающая площадь: 72м2;
Пропускная способность: 120лмин.; потери давления: 04 МПа;
Выбираю сливной фильтр ФС 100-256.3;
Расход 120 лмин.; потери давления: 01 МПа; Dу =32мм.
8 Определение гидравлических потерь в системе
В течение каждого цикла расходы рабочей жидкости на различных участках гидросистемы изменяются следовательно будут изменяться и гидравлические потери (потери давления).
За расчетную часть цикла при расчете гидравлических потерь принимается операция рабочего хода исполнительного привода в течение которой жидкость проходит через регулирующий аппарат (считаем для подъема так как гидроцилиндр преодолевает наибольшие усилия).
8.1 Гидролиния всасывания
Гидравлические потери (в единицах давления) ΔРвс в гидролинии всасывания:
ΔРвс = ΔР + ΔР+ ΔР Па;
где ΔР - потери давления по длине гидролинии всасывания МПа;
ΔР- потери давления в местных сопротивлениях на линии всасывания МПа;
ΔР - потери давления в гидроаппаратах;
Определим ΔР по формуле Вейсбаха-Дарси:
где - гидравлический коэффициент трения;
0мм – длина линии (всасывания);
d =dв =32мм – диаметр трубопровода (всасывания);
V=3мс – скорость потока в трубопроводе (всасывания);
Число Рейнольда Re по которому можно судить о режиме течения жидкости:
где V= 3 мс – средняя скорость потока;
dt– гидравлический диаметр (при круглом сечении он соответствует внутреннему диаметру трубы м: dt = 0032м);
- кинематическая вязкость м2с; = 10 мм2с = 0000010 м2с;
Re = = 9600> 2300 турбулентное движение;
Для турбулентного течения коэффициент гидравлического трения :
где - коэффициент местного сопротивления
b – поправочный коэффициент который учитывает зависимость потерь от числа Re
При Re >2300; b =1;
ΔР= 2 1 850 = 7650Па;
ΔР = 0 так как между баком и насосом гидравлическая аппаратура (согласно схеме) отсутствует.
ΔРвс= ΔР +ΔР+ ΔР= 1112+7650 = 8762Па=0009МПа;
8.2 Гидролиния нагнетания
Гидравлические потери РH в гидролинии нагнетания:
где ΔР ΔР ΔР; - потери давления по длине местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно Па.
Re = = 9690>2300движение турбулентное;
Потери в местных сопротивлениях определяются как 25-30% от потерь давлений по длине гидролинии.
ΔР= 03 ΔР=03 3705 = 1125 Па
ΔР= ΔР+ ΔР + ΔР МПа;
Определим ΔР - потери давления в обратном клапане и потери в гидрозамке
где ΔРо – потери давления в гидроаппарате при пропускании номинального расхода Qо (паспортные данные);
Q– расчетный расход жидкости пропускаемый через аппарат.
Q= 01311 м3мин = 131.1 лмин
Т.к. гидрозамок имеет такую же техническую характеристику то учтем:
ΔР = 02= 020 МПа=200000 Па;
ΔР= 04=03 МПа=300000 Па;
РH = ΔР + ΔР+ ΔР=3705 +1125+(48000+200000+300000)=552830 Па=056 МПа;
8.3.Гидролиния слива.
где ΔР ΔР и ΔР-потери давления по длине на местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно Па.
Re = = 8320>2300движение турбулентное;
ΔР =03 ΔР =03 3287= 986 Па;
ΔР = ΔР+ ΔР+ ΔР+ ΔР ;
где ΔР- потери давления на охладителе жидкости Па;
ΔР - потери давления на магистральном фильтре Па;
ΔР= 04= 028МПа= 280000 Па;
ΔР = 01= 007МПа=70000Па;
ΔР= 0.4=018 МПа=180000 Па;
ΔР =009 =0015 МПа=15000 Па
ΔР= 028+0.07+0.18 + 041+0.015 = 0885 МПа=885000 Па;
ΔР= ΔР +ΔР+ ΔР = 3287+986+885000= 889273 Па=089 МПа;
Для выбора насоса определяются расчетные значения его рабочих параметров: производительность (подача) QH давление РH и мощность NH.
Определим производительность насоса. Производительность насоса должна превышать расчетный расход в системе на величину утечек ΔQ:
ΔQ = Ку Р; (величина ΔQ зависит от степени герметичности элементов системы вязкости и давления рабочей жидкости).
где Ку = 0005- среднее значение расчетного коэффициента утечек;
Р = 076 МПа - расчетное давление;
ΔQ = 0005 076= 00038= 00000038 лс =0000228 лмин.;
QH = 1311+0000228 = 131100228 лмин.;
Определим рабочее давление насоса РH:
РH = Рман.+ Рвак МПа;
где Рман. – манометрическое давление в линии нагнетания и слива;
Рвак – вакуум в линии всасывания.
Рман. = Р1+ ΔРH + ΔРсл
Рман. = 0.76+056 +0.89 = 2.21 МПа;
Вакуум во всасывающей линии насоса определяется по формуле:
где Zвс – геометрическая высота всасывания.
Рвак.=850 981 03+8762 = 1117355 Па = 0011 МПа;
РH= Рман+Рвак= 221+0011 = 2221 МПа = 2221000 Па;
Эффективная мощность насоса:
РH = 2221000 Па; QH = 131.100228 лмин = 0002185м3с.
NH = 2221000 0002185= 4852 Вт.
На основании QH = 131100228 лмин РH= 2221 МПа и NH = 4852кВт выберем:
Насос пластинчатый типа Г12-35АМ с подачей 140 лмин мощностью 5 кВт давлением на выходе 25 МПа
Объемный КПД насоса 093 Механический КПД насоса 085.
Определим мощность приводного двигателя к насосу:
где - полный КПД насоса.
где = 096 - объемный КПД выбранного насоса;
= 085 - механический КПД выбранного насоса;
Принимаем Ng = 6 кВт.
10 Расчет емкости гидробака
Объем гидробака определяется по его 3÷5 минутной производительности.
С учетом запаса по высоте объем бака определяется по формуле:
W= 12 3 131100228 = 472 л;
11 Расчет проушины гидроцилиндра подъема лотка
После выбора гидроцилиндра подъема необходимо проверить его элементы на прочность:
Проушина рассчитывается по формуле Ляме:
- внутренний радиус лобовины;
- наружный радиус лобовины;
=170 МПа –допускаемое напряжение смятия
Р- давление на внутреннюю поверхность лобовины МПа;
где F –усилие действующее на одну проушину;
d =64мм –диаметр отверстия под палец;
В = 20мм –ширина проушины;
Расчет цапф производится по зависимости:
где L –рабочая длина цапфы мм;
13 Определение толщины днища цилиндра
Толщину дна цилиндра можно определить по зависимости для расчета круглых пластин нагруженных равномерно распределенным давлением:
где dd – внутренний диаметр днища цилиндра;
У цилиндра диаметр dd составляет 110мм: dd =75мм;
= 90МПа – допускаемое напряжение на растяжение для материала днища цилиндра(стальное литье).
Принимаемпо ряду нормальных линейных размеров: =8мм.
1 Разработка электрогидросхемы
Рис.3.1 Электрическая схема.
2 Описание работы электрогидросхемы
Подъем штока гидроцилиндра лотка начинается после нажатия кнопки S1. Срабатывает реле К1 замыкается ключ К1 в линии 2 5 и в линии 5 приводится в действие электромагнит У1 гидрораспределителя при этом происходит отключение всех остальных кнопок S2 S3 S4 в линиях 3 9 11 соответственно.
Подъем штока гидроцилиндра лотка прекращается после достижения штока верхнего крайнего положения при этом включается датчик ограничителя подъема а0. Датчик ограничителя подъема а0 активизирует реле К3 которое выключает кнопку S1 и электромагнит У1 гидрораспределителя.
Опускание штока гидроцилиндра лотка начинается после нажатия кнопки S2. Дальнейшая работа происходит таким же образом как и для подъема.
Опускание штока гидроцилиндра лотка прекращается после достижения штока нижнего крайнего положения при этом включается датчик ограничителя нижнего положения а1. Датчик ограничителя подъема а1 активизирует реле К4 которое выключает кнопку S2 и электромагнит У2 гидрораспределителя.
Работа отсекателя происходит аналогичным образом как и работа подъема (опускания) штока гидроцилиндра лотка. Управление происходит посредством кнопок S3 и S4.
1 Рабочие жидкости для гидравлической системы
Рабочая жидкость предназначена для передачи энергии смазки трущихся поверхностей и отвода избыточного тепла.
От свойств и состояния рабочей жидкости в значительной степени зависит долговечность гидроаппаратуры. Вязкость является одним из важнейших качеств рабочей жидкости. Высокая вязкость приводит к повышенным потерям на трение и быстрому нагреванию системы а также ухудшает условия всасывания насоса; возникает высокое разрежение во всасывающем канале приводящее к разрыву струи рабочей жидкости. Это приводит к возникновению кавитации сопровождающейся повышенным шумом и быстрым разрушением насоса. При низкой вязкости рабочая жидкость теряет смазывающие свойства в результате увеличиваются утечки. Таким образом снижение вязкости ведет к повышенному изнашиванию трущихся пар и снижению рабочих скоростей.
Вязкость жидкостей в значительной степени зависит от температуры поэтому важно своевременно проводить сезонную смену рабочей жидкости. Зимой должна применяться менее вязкая жидкость а летом — более вязкая.
Важным свойством рабочей жидкости является малая зависимость вязкости от температуры. Температура застывания рабочей жидкости должна быть ниже наименьшей температуры окружающей среды не менее чем на 10-17ºС.
Под действием высоких давлений и скоростей может происходить разрушение (деструкция) молекулы масла что ведет к снижению вязкости. Рабочие жидкости должны обладать высокой устойчивостью к деструкции.
Масла применяемые в качестве рабочих жидкостей должны обладать хорошими противоизносными свойствами.
В процессе работы экскаватора рабочая жидкость нагревается. Допустимая температура нагрева составляет 75ºС. Разогретое масло при контакте с различными металлами и кислородом воздуха подвергается интенсивному окислению. Окисление масла влечет за собой изменение его внешнего вида и физикохимических свойств: увеличиваются вязкость и кислотное число в масле появляются вещества выпадающие в виде осадков которые могут быть твердыми или мазеобразными. В результате накопления продуктов окисления возможно быстрое изнашивание деталей гидропривода. В связи с этим термоокислительная стабильность рабочей жидкости играет важную роль. Во избежания выхода из строя гидроаппаратуры необходимо менять рабочую жидкость строго в установленные сроки.
Устойчивость масла против вспенивания должна быть чрезвычайно высокой. Возникновение пены в баке приводит к снижению мощности насоса и может вызвать кавитацию. На пенообразование масел влияют их физические и химические свойства а также наличие растворенного воздуха и воды. Вода является весьма вредной примесью наличие в масле даже 1% воды недопустимо. Вода вызывает усиленное выделение осадков и снижение антикоррозионных свойств масел. Коррозия металлов в гидроагрегатах может также вызываться накоплением в масле органических кислот и других продуктов окисления. Кородирующее действие кислот резко повышается в присутствии воды. Ни в коем случае не следует заправлять в систему масло с примесью воды.
Наличие воды легко определяется по внешнему виду так как масло при этом становится мутным. Вода может попадать в масло также вследствие конденсации ее из воздуха.
Применяемые в качестве рабочих жидкостей масла не должны вызывать усадки и набухания резиновых деталей так как это сказывается на изменении их физико-механических свойств: прочности эластичности тепло-и морозостойкости. Считается нормальным если масло вызывает набухание резины 1-6%.
Рабочие жидкости должны обладать малой сжимаемостью и быть огнестойкими.
Из сказанного ясно что в качестве рабочих жидкостей следует применять только специально рекомендуемые масла.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Точилкин В.В. Филатов А.М. Гидропривод: Методические указания к курсовой работе для студ. спец.1709. Магнитогорск: МГТУ1999.22с.
Точилкин В.В. Филатов А.М. Гидропривод кузнечно-прессовых и технологических машин: Учебн. пособие. Магнитогорск: МГТУ1999.92с.
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник.
Гаврилов Н.И. Литвак А.Е. Игошин Ю.Н. и др. Гидравлический экскаватор ЭО-4121.-М.: Машиностроение1980-232с.
Крутиков И.П. Экскаваторы Издательство «Машиностроение». Москва1964.
Гоберман Л.А. Основы теории расчета и проектирования строительных и дорожных машин. Москва. «Машиностроение».1988.
Точилкин В.В. Пневматические и гидравлические двигатели манипуляторов. Магнитогорск 2001.