Курсовая проект - Проектирование гидравлического привода плоскошлифовального станка - файл n1.docx

Курсовая проект - Проектирование гидравлического привода плоскошлифовального станка
скачать (1193.7 kb.)
Доступные файлы (5):
n1.docx1105kb.10.01.2011 15:28скачать
n2.doc36kb.10.01.2011 15:13скачать
n3.doc24kb.14.02.2011 10:43скачать
n4.dwg
n5.dwg

n1.docx

Аннотация.
В данной курсовой работе по заданной нагрузке, рабочему давлению в системе и действующим силам спроектирован гидравлический привод круглошлифовального станка с приводом поперечной подачи от поворотного гидродвигателя.

Гидропривод обеспечивает заданные условия работы. Позволяет осуществлять продольную подачу стола со скоростями от 3 м/мин до 8м/мин, быстрый подвод и отвод шлифовальной бабки со скоростью 10 м/мин. Конструкция гидроцилиндра обеспечивает подачу жидкости через шток. Угловая скорость поворотного гидродвигателя - 3 рад/с.

В соответствии с заданием размеры гидроцилиндров, параметры трубопровода, расход рабочей жидкости, потери давления. Определены параметры насоса и рассчитан полный коэффициент полезного действия системы, произведён выбор гидроаппаратуры.

Введение.
В металлорежущих станках применяются различные по назначению гидравлические приводы, которые имеют разные нагрузки и законы движения исполнительного органа станка.

Гидроприводы главного движения обеспечивают перемещение рабочего органа станка со скоростью резания. Применяются они, в основном, когда это движение поступательное и реже вращательное. В качестве исполнительных двигателей могут использоваться гидроцилиндры возвратно-поступательного движения и поворотные гидродвигатели. При возвратно-поступательном движении могут быть оба хода рабочими с осуществлением процесса резания с одной и той же скоростью или один рабочий, а второй ход холостой без осуществления процесса резания и происходящий с большой скоростью. При вращательном движении предельные значения частот прямого и обратного вращения, как главных движений резания, могут быть разные. Поэтому регулирование скоростей прямого и обратного перемещений в гидравлических приводах с возвратно-поступательным и вращательным движениями может быть независимым.

Гидроприводы подач обеспечивают перемещение рабочего органа станка со скоростью подачи. Цикл работы гидроприводов подач несколько отличается и может включать быстрые подводы рабочего органа, рабочие подачи, выстой на упоре, быстрые отводы в исходное положение и др. Скорости движения рабочего органа для указанных элементов цикла работы отличаются и регулирование их независимое. Кроме того, привод подачи должен обеспечивать постоянство установленной скорости рабочей подачи при изменении нагрузки на рабочий орган станка, остановку рабочего органа в любом положении, исключение его самопроизвольного движения при остановке и т. д.

Гидроприводы вспомогательных устройств станка применяются как приводы транспортных устройств, механизмов зажима, устройств автоматической смены инструмента, инструментальных магазинов, манипуляторов. В зависимости от вида и назначения вспомогательного устройства к гидроприводу предъявляются соответствующие требования: возможность регулирования усилия зажима, исключение разжима при отключении или неисправности привода, уменьшение времени разгона и торможения, обеспечение плавности работы и др.

В гидроприводах станков в качестве исполнительных двигателей применяются одноштоковые простые и дифференциальные гидроцилиндры, двухштоковые гидроцилиндры, поворотные гидродвигатели и гидромоторы. В зависимости от этого имеются особенности расчёта гидросхемы привода, связанные с их различными принципами или режимами работы. При этом требуемое давление в системе рассчитывается для рабочего хода при действии максимальных полезных нагрузок, а требуемый максимальный расход определяется по максимальной скорости рабочего хода или по скорости максимальных перемещений холостого хода в зависимости от режима работы.
1. Описание работы гидросхемы.
При подаче рабочей жидкости от насоса, гидрораспределители, включающие подачу рабочей жидкости к гидроцилиндрам, закрыты, рабочая жидкость через предохранительный клапан уходит в бак.

Работа рабочего цилиндра и поворотного гидродвигателя происходит независимо в автоматическом режиме в зависимости от типа системы управления станком. В автоматическом режиме переключение позиций распределителя Р1 происходит по сигналу концевых переключателей от гидроцилиндра.

Для регулирования и поддержания установленной скорости перемещения рабочего органа в гидросистеме станка установлен регулятор расхода.

Подвод шлифовальной бабки осуществляется одноштоковым цилиндром с подачей рабочей жидкости через шток.

Поперечная подача осуществляется поворотным гидродвигателем.

Продольная подача обеспечивается дифферинциальным цилиндром.

В нагнетающей магистрали установлен фильтр тонкой очистки, обеспечивающий требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений и элементов абразивного износа после прохождения гидросистемы станка.

В линии нагнетания после насоса установлен предохранительный клапан непрямого действия, настроенный на предельное давление, предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающий излишки рабочей жидкости в бак. Применение данного аппарата обеспечивает возможность остановки привода в любой момент времени.

Для настройки гидроаппаратуры на заданное давление в систему включён манометр, который благодаря соответствующему переходнику позволяет настраивать аппараты в требуемых точках гидросистемы.
2. Определение сил, действующих на гидродвигатель.
Для расчёта гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую возможную нагрузку, которую должен преодолеть проектируемый привод. В задании на проектирование дано: осевая нагрузка на цилиндре 8 кН, крутящий момент на валу поворотного гидродвигателя 2 Н м.


3. Составление расчётной схемы.
На основании задания составлена расчётная схема исполнительного гидравлического двигателя, с его условным изображением и расположением в соответствии с видом привода. Указаны действующие нагрузки, направления движения для различных элементов цикла (рабочих ходов, быстрых подводов, холостых ходов и т. п.).


Рисунок 1- Расчетная схема
Согласно указанным в задании данным нагрузка, действующая на гидродвигатель, составляет 8кН. Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую расчетную нагрузку, которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого составляем уравнение равновесия сил, действующих на гидродвигатель и из уравнения равновесия определим эту силу.

,

где Н – полезная нагрузка,

- сила инерции,

– сила трения,

- наибольшая расчетная нагрузка.

Из уравнения равновесия получаем:

,


4. Определение параметров гидродвигателя.
4.1. Расчёт параметров рабочего одноштокового цилиндра.
Так как исполнительным двигателем является одноштоковый цилиндр, то рабочие площади полостей напора и слива не равны и расчетная нагрузка на штоке имеет выражение:



где F- расчетная нагрузка на штоке гидроцилиндра, Н;

и – давление в напорной и сливной полостях гидроцилиндра, МПа;

-рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях, мм2;

- механический КПД гидроцилиндра ;

- полезный перепад давления в гидроцилиндре,

Формула рабочей площади поршня имеет вид
(4.1)

где - при проектных расчётах может принимать значение



Fи – сила инерции;

FТР – сила трения;

Fи = ma,
где а – ускорение разгона рабочего органа;

m – масса подвижной части рабочего органа.
Исходя из компоновки круглошлифовального станка принимаем массу стола m=200кг.

м/мин2

Fи = 200∙0,5=100Н.




где f – сила трения-скольжения со смазкой сталь-чугун – 0,05-0,15.
Полезный перепад давления в гидроцилиндре ,



Расчетная формула диаметра поршня получается из выражения:
(4.2)
Диаметр штока для простого цилиндра принимается d=(0,3…0,5)D.


Так как должно выполняться условие L?10D, то приняв конструктивно L=0,5м D=500/10=50мм.

Принимаем окончательно D=45мм.

Диаметр штока d=(0,3…0,5)45=15…25мм.

Принимаем по основному ряду d=25мм.

Округлив полученные значения до стандартных, рассчитываем:


Н.

Определяем полезный перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
(4.3)



4.2. Расчёт параметров дифференциального гидроцилиндра.
Так как исполнительным двигателем является одноштоковый цилиндр, то рабочие площади полостей напора и слива не равны и расчетная нагрузка на штоке имеет выражение:

(4.4)

где F- расчетная нагрузка на штоке гидроцилиндра, Н;

и – давление в напорной и сливной полостях гидроцилиндра, МПа;

-рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях, мм2;

- механический КПД гидроцилиндра ;

- полезный перепад давления в гидроцилиндре,

Зададимся расчетной нагрузкой на штоке – 8 000Н.

Рабочая площадь поршня определяется по формуле:

, (4.5)

где - при проектных расчётах может принимать значение



Fи – сила инерции;

FТР – сила трения;

Fи = ma,
где а – ускорение разгона рабочего органа;

m – масса подвижной части рабочего органа.
Исходя из компоновки круглошлифовального станка принимаем массу шпиндельной бабки m=200кг.

м/мин2

Fи = 200∙0,5=100Н.



где f – сила трения-скольжения со смазкой сталь-чугун – 0,05-0,15.
;


При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора и , поэтому диаметр поршня определим по формуле:

. (4.6)

Принимаем из основного ряда

Диаметр штока определим по формуле:

(4.7)

Так как должно выполняться условие L?10d, то при d=56мм, L=56∙10=560мм.

Принимаем по второму (дополнительному) ряду окончательно

Округлив полученные значения до стандартных, рассчитываем:

(4.8)



Определяем полезный перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
(4.9)
МПа


4.3. Расчёт параметров поворотного гидродвигателя.
Так как исполнительным двигателем является поворотный гидродвигатель, то рабочие области полостей напора и слива равны, крутящий момент по заданию M=2кНм, рабочее давления P=3 МПа, механический КПД м =0,9. Основные конструктивные размеры можно определить из соотношения:

(4.10)

где M – вращающий момент на выходном валу гидродвигателя,

- механический КПД, = 0,85…0,95.

- при проектных расчётах может принимать значение ,



d – диаметр ротора, мм,

D – диаметр отверстия статора, мм.

При проектном расчёте D?2d,

b – ширина лопасти, мм : при проектном расчёте d>=2b.



Конструктивно принимаем



Определяем требуемый полезный перепад давления в гидродвигателе:
(4.11)

Тогда



5. Обоснование выбора рабочей жидкости.
Рабочим жидкостям станочных гидроприводов должны быть присущи хорошие смазочные и антикоррозионные свойства, малое изменение вязкости в широком диапазоне температур, большой модуль упругости, химическая стабильность, сопротивляемость вспениванию, совместимость с материалами гидросистемы, малая плотность, малая способность к растворению воздуха, хорошая теплопроводность, низкое давление их паров и высокая температура кипения, возможно меньший коэффициент теплового расширения, негигроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой, большая удельная теплоёмкость, нетоксичность и отсутствие резкого запаха, прозрачность и наличие соответствующей окраски. Жидкость должна иметь также низкую стоимость и производиться в достаточном количестве. Наиболее подходящей жидкостью является минеральное масло.

По рекомендациям справочной литературы принимаем в качестве рабочей жидкости минеральное масло ИГП – 30 (ТУ 101413 – 78), которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистке, содержит антиокислительную, противоизносную и противопенную присадки.


6. Определение требуемых расходов.
6.1. Определение требуемых расходов для рабочего гидроцилиндра.
Исполнительным аппаратом является одноштоковый цилиндр двухстороннего действия, рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе:

, (6.1)

и при обратном ходе

, (6.2)

В результате подстановки соответствующих значений получим при прямом ходе:




При обратном ходе:


Расходы жидкости при максимальных и минимальных перемещениях для полостей напора и слива прямого и обратного ходов определяем по формулам:

; (6.3)

;

В итоге имеем при прямом ходе:



При обратном ходе:






6.2. Определение требуемых расходов для поворотного гидродвигателя.
Исполнительным аппаратом является поворотный гидродвигатель,



где – угловая скорость поворота выходного вала, рад/с;

d – диаметр ротора, мм,

D – диаметр отверстия статора, мм,

b – ширина лопасти, мм.


6.3. Определение требуемых расходов для дифференциального гидроцилиндра.
Исполнительным аппаратом является одноштоковый цилиндр, рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе:

; (7.1)

при обратном ; (7.2)
В результате подстановки соответствующих значений получим:

при прямом ходе:



при обратном ходе:


Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе, быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
, (7.3)
где Qmax н – максимальный расход рабочей жидкости в напорной полости цилиндра, л/мин;

Qmax с – максимальный расход рабочей жидкости в сливной полости цилиндра, л/мин;

Sн и Sc – рабочие площади в напорной и сливной полостях цилиндра, мм2;

Vбп – скорость быстрого перемещения поршня силового цилиндра, Vбп=10м/мин.

Расходы жидкости при максимальных и минимальных перемещениях для полостей напора и слива прямого и обратного ходов определяем по формулам:

В итоге имеем:



Расход жидкости в полости напора дифференциального гидроцилиндра при рабочем прямом ходе определяется по формуле:

,

где Qрн – рабочий расход жидкости в напорной полости цилиндра, л/мин;

Qро – рабочий основной расход жидкости, регулируемый дросселем или регулятором расхода, л/мин;

Qрс – рабочий расход жидкости, вытесняемый из штоковой полости слива в полость напора, л/мин.

Отсюда, задавшись Vрх можно получить формулу для основного расхода жидкости:
(7.4)



7. Выбор гидроаппаратуры.
Контрольно-регулирующая аппаратура подбирается по расчётным значениям рабочего давления и расходов. При выборе гидроаппаратуры необходимо учитывать, на каких участках гидролиний они должны устанавливаться. Имеются участки гидролиний, служащие только для нагнетания или слива и участки, служащие для нагнетания и слива, периодически изменяющие своё назначение. Кроме того, имеются вспомогательные участки, на которых устанавливаются предохранительные клапана, дроссели в ответвлении.
Гидрораспределители:

ВЕ10.5441/В220-50

Dу=10 мм; Qн =33 л/мин; PН=32 МПа; P=0,06 МПа; Qу=80 см3/мин.
ВЕ10. 94. 41/ ГД24.НД ГОСТ24679-81

Dу=10 мм; QН =33 л/мин; QМАКС =75 л/мин; PН=32 МПа; PС=15 МПа.
574А с электроуправлением ВЕ6 574А 31/ ОФ В 220-50

Dу=6 мм; QМАКС =10 л/мин; QН=6,3 л/мин; PН=32 МПа; PСл=6 МПа; PУ=0,55-6 МПа; P=0,03 МПа; масса 1,3-2,2 кг.
Регулятор расхода типа ПГ55-22:

Dу=10 мм; QМАКС =80 л/мин; QМИН=0,12 л/мин; PН=0,5..20 МПа; Pдр=0,2 МПа; масса 7,5кг.
Предохранительный клапан непрямого действия с электромагнитной разгрузкой ТУ2-053-1748-85 (1шт.)

Dу=20 мм; Qн =100 дм3/мин; Qмакс=140 дм3/мин; P=0,15 МПа.

Дроссель ПГ77-12 (1шт)

Dу=10 мм; QМАКС =20 л/мин; QМИН=3 л/мин; Qу=50 см3/мин; P=0,25 МПа.
Фильтр напорный 2ФГМ16-10М

Dу=20 мм; QН=80 л/мин; P=0,08МПа (1шт.) ТУ2-053-1778-86Е
Манометр: МТП60/1-ВУ-6-1,5 рMAX=6МПа, класс точности 1,5.

Переключатель манометра: ПМ6-С320 ТУ2-053-1707-84; Qу=50 см3/мин; PН=32 МПа; число контролируемых точек 2.


8. Расчёт параметров трубопровода.
При выборе конструктивных параметров трубопровода учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопровода для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам, проходящим по ним, и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. В зависимости от рабочего давления и вида трубопровода средняя скорость потока не должна превышать во всасывающих линиях 1,0…1,5 м/с, в сливных 2 м/с и в напорных 3…5 м/с.
8.1. Расчёт параметров трубопровода рабочего цилиндра.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:

(8.1)

(8.2)

где dH и dC – внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм.;

QmaxH и QmaxC – максимальные расходы жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин.;

VH и VC – средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.
Подставив в данные выражения соответствующие значения, получим:





Полученные значения внутренних диаметров округляем до значений из основного ряда. С целью снижения потерь на трение в трубопроводе диаметры увеличиваем, и в результате имеем из дополнительного ряда

Из основного ряда -

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

, (8.3)

где ? – толщина стенки трубопровода, мм;

Р – наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

?Вр. – предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа;

КБ – коэффициент безопасности; КБ =3.





Принимаем =0,50мм.

8.2. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:





где - скорость потока в напорной линии, =5м/с;

- скорость потока в сливной линии, =2м/с.

Подставив в данные выражения соответствующие значения, получим:





Полученные значения внутренних диаметров округляем до значений из основного ряда, и в результате имеем:

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

,



Принимаем =0,3мм.
8.3. Расчёт параметров трубопровода дифференциального цилиндра.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:





где - скорость потока в напорной линии, =5м/с;

- скорость потока в сливной линии, =2м/с.

Подставив в данные выражения соответствующие значения, получим:





Полученные значения внутренних диаметров округляем до значений из основного ряда, и в результате имеем из основного ряда

Из дополнительного ряда имеем:

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

,






Принимаем =0,8мм.

По ГОСТ 8734-75 принимаем трубы для напорной и сливной линии со следующими параметрами:

Гидролиния рабочего гидроцилиндра:

Напорная линия

Сливная линия

Гидролиния поворотного гидродвигателя:
Гидролиния дифференциалньго гидроцилиндра:

Напорная линия



Сливная линия



9. Расчёт потерь давления в гидролиниях и аппаратах.
Для каждого гидравлического исполнительного органа для линии напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения, местных сопротивлений и гидроаппаратуры.

(9.1)

(9.2)
где и - суммарные потери давления в линиях напора и слива, МПа;

и - потери на трение трубопроводах напора и слива, МПа;

и - потери давления на местные сопротивления в линиях напора и слива, МПа;

и – потери давления в гидравлических аппаратах потоков напора и слива, МПа.

Предварительно принимаем рабочую жидкость масло ИГП 30, с вязкостью при температуре 50С, плотностью =885кг/м3

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах определяются для линий напора и слива в зависимости от расхода и режима течения рабочей жидкости по этим линиям при рабочем ходе исполнительного органа. По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима её движения для линий напора и слива.

Число Рейнольдса:
(9.3)

(9.4)

(9.5)

(9.6)

где - расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива при рабочем ходе, л/мин;

- кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм2/с;

V- расчетная скорость потока рабочей жидкости, мм2/с.
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока ():

(9.7)

Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания и слива:

; (9.8)

; (9.9)

где - плотность рабочей жидкости, кг/м3;


VC , VH – расчётная скорость потока жидкости, м/с.

Расчет потерь давления на местные сопротивления производится через суммарный коэффициент местных сопротивлений.

, (9.10)

где - суммарный коэффициент местных потерь [5, с.390].

для линий напора и слива рабочего гидроцилиндра равен 0,06 и 0,1 соответсвенно.

для линий напора и слива дифференциального гидроцилиндра равен 0,03 и 0,06 соответсвенно

для линий напора и слива поворотного гидродвигателя равен 0,5.
Результаты расчетов сведены в таблицы 10.1, 10.2.
Таблица 10.1 Исходные данные для расчета потерь давления в трубопроводах


Наименование

гидродвигателя

?,

мм2


Qрн,

л/мин

Qрс,

л/мин

dн,

мм

dс,

мм

lн,

м

lc,

м

Ц1

30

15,7

11,8

10

12

8

8

Ц2

30

50,2

25,62

16

18

4,5

4,5

Д1

30

0,53

0,53

6

6

3,5

3,5


Для турбулентного потока (Re>2300):

(9.11)
Таблица 10.2 Расчет потерь давления в трубопроводах

Наименование

гидродвигателя

ReH

ReC

?PTH,

МПа

?PTС,

МПа







?PMH,

МПа

?PMC,

МПа

Ц1

1109

694,8

0,247

0,089

0,063

0,1

0,29·10-3

0,13·10-3

Ц2

2217,2

1005,8

0,065

0,02

0,03

0,069

0,23·10-3

0,74·10-4

Д1

62,4

62,4

0,03

0,03

1,12

1,12

7,8·10-4

7,8·10-4


*При .
9.1 Расчёт потерь давления в гидролиниях и аппаратах.
При расчётах рабочего давления в гидросистеме должны определяться потери давления в гидравлических аппаратах при протекании через них рабочей жидкости.

Для гидрораспределителей:

, (9.12)

где - фактически проходящий расход, л/мин;

- номинальный расход, л/мин;

- потери давления, л/мин.

Для предохранительных, переливных, обратных и других нормально закрытых клапанов:

(9.13)

Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно равны:

(9.14)

где ?ран и ?рас – суммарные потери давления в гидроаппаратах для линий напора и слива;

анi и ?расi – потери давления в отдельных гидроаппаратах, через которые проходят соответственно потоки напора и слива.

Определяем фактические потери давления в гидроаппаратах:

Регулятор расхода:

МПа,

Предохранительный клапан:

МПа.
Фильтр напорный:
Гидрораспределители:

МПа;

МПа;

МПа;
Дроссели: МПа,
Суммарные потери давления в гидроаппаратах:

Рабочий цилиндр:

МПа;

МПа;
Дифференциальный цилиндр:

МПа;

МПа.
Поворотный гидродвигатель:

МПа;

МПа.
10. Определение максимального давления.
Рассчитывается наибольшее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа и определяется для двухштоковых цилиндров, поворотных гидродвигателей и гидромоторов по формуле:

, (10.1)

где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;

- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе.

Для одноштоковых простых и дифференциальных цилиндров (10.2)

где Sн и Sс – рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.

Для рабочего гидроцилиндра:

МПа;

Для дифференциального гидроцилиндра:

МПа.

Для поворотного гидродвигателя:

МПа.
По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан, то есть:

(10.3)

МПа,
11. Определение объёмных потерь (утечки).
Рассчитываем объёмные потери, то есть внутренние утечки для напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающем участке системы, но и на аппаратах, соединённой с напорной линией рассматриваемого участка. При проектных предварительных расчётах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов:

для гидроцилиндров:

л/мин; (11.1)

для поворотных гидродвигателей:


для гидроаппаратов:

.

Определяем потери:

Объемные потери для поворотного гидродвигателя Д1:



Объемные потери для рабочего цилиндра Ц1:

л/мин.

Объемные потери для дифференциального цилиндра Ц2:

л/мин.

Определяем объемные потери на напорной линии для:
Фильтр: л/мин;

Гидрораспределитель Р1: л/мин;

Р2: л/мин;

Р3: л/мин;

Регулятор расхода:

Предохранительный клапан:

Определяем объемные потери в дросселях:





Суммарные потери:




12. Определение максимальной производительности и выбор насоса.
Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа:

(12.1)

где - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа;

- суммарные объёмные потери.


Таким образом, наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с несколькими исполнительными органами определяется из условия:

,

л/мин.
13. Выбор насоса.
Выбранный насос должен иметь подачу, удовлетворяющую условию:

,

где - наибольшая подача насоса, л/мин;

- требуемая подача жидкости, л/мин.

Предварительно принимаем насос Г12-24М: рабочий объем q=80см3, номинальная подача QНП=70 л/мин, номинальное давление МПа Так как рабочее давление меньше номинального давления насоса, то определяем фактическую производительность насоса по формуле:

, (13.1)

где - паспортная производительность насоса, л/мин;

- рабочее давление в гидросистеме, МПа;

- паспортное давление на выходе из насоса, МПа;

- объёмный КПД насоса ;

л/мин.
л/мин;

Насос обеспечивает давление большее, чем то значение, на которое настроен предохранительный клапан:

,

МПа.

Принимаем пластинчатый нерегулируемый насос Г12-24М.



14. Расчёт мощности и выбор приводного электродвигателя.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия:
, (14.1)

где NЭ - мощность приводного вала электродвигателя, кВт;

- подача насоса, л/мин;

РК – давление настройки предохранительного клапана, МПа;

- общий коэффициент полезного действия насоса.

4,9кВт.
Выбор электродвигателя.

По справочным таблицам, в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый, с высотой оси вращения 50…250мм. электродвигатель модели 4А112М4, со следующими характеристиками:

мощность 5,5 кВт;

номинальная частота вращения 1500 мин-1;
15. Построение диаграмм расходов и давлений.
Результаты расчётов расходов и давлений, проведённые выше, заносим в табл.1.
Таблица 1- Полезные расходы.

Исполнительный механизм

Элементы цикла

V,,

м/мин, рад.сек

Расход на линии нагнетания, л/мин.

Расход на линии слива, л/мин.

Гидроцилиндр Ц1

Макс. скорость

8

15,7

11,8

Гидроцилиндр Ц1

Мин. скорость

3

4,4

5,89

Гидроцилиндр Ц2

Быстр.подвод

10

50,2

25,62

Поворотный ГД1

рабочая подача

3

0,53

0,53



По результатам табл.1 строим диаграмму полезных расходов (рис.2).

Зададимся циклом

Цикл работы станка


БП=0,01мин; ПП=0,01мин – поперечное перемещение (подвод (отвод) бабки к заготовке);

БО=0,01мин; ВП=10мин (возвратно-поступательное движение бабки).




Рисунок 3- Диаграмма зависимости расхода РЖ от времени.




Рисунок 4- Диаграмма зависимости перепада давления от времени.
16. Определение коэффициента полезного действия системы.
К.П.Д. гидравлической системы гидропривода определяется по следующей зависимости:

(16.1)

где - полезный перепад давления, рабочий расход рабочей жидкости, время работы в течении каждого цикла исполнительного органа;

- давление настройки предохранительного клапана;

- подача насоса;



- время цикла.

Таблица 2 – Исходные данные для расчета кпд гидросистемы

Рк

QH

tц

Ц1

Ц2

Д1

3,611

70

0,1

1

Qр1

t1

2

Qр2

t2

3

Qр3

t3

1,5

15,7

0,1

2,7

50,2

0,1

0,75

0,53

0,1





17. Тепловой расчёт гидросистемы.
При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потери мощности, т. к. энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме, превращается в теплоту, поглощаемую рабочей жидкостью. Тепловой расчёт гидропривода должен быть таким, чтобы превышение установившейся температуры жидкости в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого превышения температуры или температура рабочей жидкости из условия её работоспособного состояния не превышала допустимого значения . Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхности стенок бака, а если этого недостаточно, то устанавливается дополнительный теплообменник.

Среднее количество теплоты, выделяемое гидросистемой в единицу времени, равно потери мощности:

; (17.1)

кВт.

Требуемая поверхность излучения и объём рабочей жидкости в баке:

; (17.2)

. (17.3)

где ? и Nпот. – количество теплоты и потери мощности, кВт;

SБ – площадь поверхности излучения бака, м2;




- разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды;

- коэффициент теплопередачи бака;

м2;

л.

Теплообменник не требуется.


18. Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя.

На рисунке 19 представлена конструкция одноштокового гидроцилиндра с подачей жидкости через шток.

Основными его элементами являются:

1-корпус; 2,3- крышки; 4-поршень; 6,7- втулки; 8- плиты; 21-штуцер банджо.



Рисунок 5. Конструкция одноштокового гидроцилиндра с подачей жидкости через шток.

Уплотнение поршня обеспечивается с помощью манжет поз.23, штока – манжетой поз.22. Крышки поз.2,3 фиксируются в корпусе поз.1 винтами поз.14 и кольцами поз.20. Шток выполнен из труб разных диаметров, вваренных одна в одну. На штоке установлен грязесъемник поз.15 по ГОСТ 24811-81, предназначенный для очистки от грязи поверхность штока. В бесштоковую полость жидкость подается через втулку поз.7, в штоковую полость – через штуцер метрический (банджо) поз.26. Штуцер уплотнен кольцами поз.18. На стол шлифовального станка гидроцилиндр крепится при помощи плит поз.8.


Литературa.


  1. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Вища Школа, 1980. – 231 с.

  2. Глубокий В. И. Расчёт гидравлических приводов. Методическое пособие. – Мн.: БГПА, 1992. – 31 с.

  3. Кузнецов В. Г. Приводы станков с программным управлением. – М.: Машиностроение, 1983. – 248 с.

  4. Металлорежущие станки / Под ред. В. Э. Пуша. – М.: Машиностроение, 1978. – 495 с.

  5. Свешников В. К. Станочные гидроприводы: Справочник.-3-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1995. – 448с.:ил.




Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации