Гідравлічна система скрепера причепа

Українська державна будівельна корпорація Українське державне будівництво «Укрбуд»

Миколаївський будівельний технікум

КУРСОВА РОБОТА

за темою: «Гідравліка та гідравлічний привід»

по темі:»гідравлічна система причіпного скребка».

2.1.3.090214 120 KR 005 46000

Керівник проекту:

Красніков В.Ф

Розроблено: студент

Групи КМС — 46

Пігарєв С.Н

Миколаїв 1998

Схема гідравлічного приводу розвантаження ковша причіпного скрепера.

Скрепер призначений для пошарової розробки ґрунтів.

Гідравлічна система використовується для розвантаження скребка шляхом повороту (перекидання) ковша. Силовий циліндр живиться від насоса, розташованого на тракторі, рухомого скребка. При розрахунку схеми припускають, що тиск в гідравлічному контурі трактора повинно

на 3% вище тиску в скребковому контурі, а витрата становить 0,75% від витрати в системі.

Контур гідравлічного приводу включає масляний насос (1), який забирає масло з бака і подає

пропускаючи його через зворотний клапан (2), фільтр (3) і редукційний клапан (4) до трипозиційного

золотниковий розподільний пристрій типу Г74-1 (6). У положенні, зазначеному на схемі, здійснюється робочий хід гідроциліндра, тобто перекидання ковша.

(рис.).

Редуктор тиску підтримує постійний тиск «за потоком».

Основи розрахунку.

один. Вибір силового циліндра.

Для вибору типу силового циліндра необхідно встановити значення нормативного тиску циліндра з ряду

P=1; 6; 3; 4; 7; 8; 10; 12; 15; 16; 20 МПа

і визначити приблизний діаметр поршня за формулою (мм):

де Ф₃ — задане навантаження на шток силового циліндра, N;

P — стандартний тиск, P_але .

Знаючи хід поршня — Сйого діаметр d_про а значення нормативного тиску — р за техн

характеристики (каталог «Гідротехніка» стор. 358) підбирається згідно

тип гідравлічного циліндра.

Діаметр штока знаходимо з креслення циліндра.

Визначається максимальна сила, яку розвиває циліндр,

Ф_макс =p(АЛЕ_п—АЛЕ_w) ,

де АЛЕ_п та А_w — площі поршня і штока, розраховані за розмірами діаметрів, взятих з каталогу

журнал .

Зусилля Ф_макс має приблизно відповідати заданому Ф₃ .

Якщо Ф_макс істотно відрізняється від Ф₃необхідно брати інше значення тиску

і повторіть розрахунок.

2. Якщо умова Ф₃ = Ф_макс спостерігається, то визначається витрата масла в гідравлічній системі.

мені, яка швидкість поршня

де S- хід поршня (каталог);

т- робочий час .

Споживання на кінці штока

Q_w = А_п*У

де АЛЕ_wп = АЛЕ_п – А_w — площа кінця штока.

За допомогою поршня

Q_п = А_п* У .

3. У схемі використовується реверсивна котушка з ручним керуванням типу G74-1. котушка

вибирається з каталогу виходячи з умови пропуску максимальної витрати в системі (Q).

Визначивши найбільшу рекомендовану витрату (відповідно до технічних характеристик золота-

нік) – Q_макс і падіння тиску при рекомендованій витраті — Рр, визначити за формулою Вейсбаха

відношення котушки ділиться

де ρ – густина нафти;

АЛЕ_вихід – площа зливного отвору золотника (діаметр зливного отвору береться з

каталог).

4. Вважаючи, що витрата через дросель редукційного клапана дорівнює 0,25 Q_wпзгідно каталогу

підбирається зворотний клапан, що забезпечує прохід 1,25Q_wпі визначається його коефіцієнт

значення опору л _{ГАРАЗД.}(те саме, що і для золотникового клапана).

п’ять. Фільтр розраховується (див. рекомендації).

6. За витратами на ділянках мережі підбираються діаметри трубопроводів.

7. Визначається тиск у точці D

Ф_3п — номінальне навантаження,

Р_їсти — падіння тиску в зливній магістралі,

де _їсти— площа поперечного перерізу зливного трубопроводу.

8. Тиск знаходиться в точці IN системи

Р_в=P_але-Р_пр

дев’ять. Тиск знаходиться в точці ВІД

Р_від=P_але-Р_sd

10 За каталогом «Гідравлічне обладнання» підбирається насос, який забезпечує тиск

не менше Р_але «Потік насоса визначається умовою Q₃ = 0,25 _* Q_один (cм. Пункт 11).

показання слід давати насосам більш простих конструкцій.

одинадцять. Редуктор тиску розраховується (див. інструкції) для витрати

Q_один = Q_м – В_Т

і тиск Р₂ = П_від і Р_один = П₃

Q₃ – паспортна поставка насоса.

Споживання Q₃ знайдено із відношення

Q₃ = Q_{один *} Q_м

12. Об’єм масляного бака системи lt_р визначається за емпіричною формулою

Де т_один— температура навколишнього середовища, ⁰ВІД;

т₂— допустима температура нагріву масла, ⁰ВІД;

Р— кількість тепла, що виділяється в системі під час роботи (доя)

R=P_а*Q_п*t(1-) _* 10^-3

У цій формулі

_але(Р_але) , Q_п(м³/S)

т – час роботи механізму протягом години, виражений в секундах;

— ККД насоса.

3. Рекомендації щодо вибору робочої рідини.

1. мінеральні масла з в’язкістю 50 ⁰Від 20-40 ст. Рекомендується для систем під тиском

до 70 кг/см² і для тиску до 200 кг/см² рекомендована олія в’язкістю від 60 до 110 cst.

2. Температура застигання масла повинна бути 15-20 ⁰C нижче мінімальної робочої температури

гідравлічні системи.

3. Використання масляних сумішей в системах з високим робочим тиском не рекомендується.

4. Використання вилужених індустріальних масел в гідравлічних системах не рекомендується. Не рекомендуються також дистиляти олії сірчаної кислоти, які під впливом тиску,

іон і температура окислюються з виділенням смолистих речовин.

5. Масла АМг-10, ГМЦ-2, які можна використовувати без заміни до 2 років і більше.

Рекомендується міняти масло після зміни його в’язкості більш ніж на 20%.

6. Для гідроприводів будівельних машин та обладнання робоча температура коливається від 50 ⁰C до 70 ⁰І тому, враховуючи наведені вище рекомендації,

максимально відповідає всім вимогам до масла AMG-10.

Його характеристика

В’язкість 50 ⁰C = 10 cst.

-п’ятдесят ⁰ C = 1250 cst.

Температура застигання -70 ⁰ ВІД

 = 850 кг/м³.

Вміст води — 0%, кислоти, механічні домішки та зольність відсутні.

д

P=const

А

М

Б

C

Бібліографія.

1. Абрамов Є. І. «Елементи гідроприводу», видавництво «Техніка», Київ, 1969. 320-ті рр.

2. Барсов І. П. «Будівельні машини та обладнання» Видавництво «Стройиздат» 1986, 511 с.

3. Іоффе А. М. «Гідравлічне обладнання металургійних цехів», Москва, видавництво «Металургія», 1989, 248 с.