Проектирование привода шлифовального станка

схема 1.frw

ЗАПИСКА.doc

Составление расчетных схем.
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей.
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных
перепадов давления в гидродвигателях.
Описание разработанной гидравлической схемы.
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее
Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры.
Расчет параметров и выбор трубопроводов.
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной
магистрали. Определение наибольшего давления в гидроприводе.
Определение объемных потерь и производительности насосной
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного
Определение КПД гидропривода.
Тепловой расчет гидропривода.
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов
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 реверсируемые гидромоторы. 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.
Составление расчетных схем. Определение сил действующих на гидродвигатели
1.Расчетная схема гидроцилиндра
На рис.1.1 представлена схема расчетной нагрузки Fр гидроцилиндра с односторонним штоком. На поршень и шток действуют силы тяжести mg сила трения Fтр и сила инерции Fи. Рабочий орган в обе стороны совершает рабочее перемещение со скоростью Vпх = Vох = 8 ммин.
Рис.1.1.Схема расчетной нагрузки гидроцилиндра
где Fр – расчетная нагрузка рабочего хода.
т.к. to=0 мин то Vo=0 ммин
2.Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На рис.1.2 представлена расчетная схема развиваемого вращающего момента Мв и расчетного приведенного момента Мр на валу поворотного моментного лопастного цилиндра привода вспомогательных движений.
Мв ≥Мр = М. [1 c26.]
Рис.1.2. Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На лопасть и вал поворотного цилиндра действуют момент сил давления Мн и противодавления Мс в полостях напора и слива момент сил трения лопасти о корпус Мтл момент сил трения вала в подшипниках Мтв момент сил инерции вращающейся части гидродвигателя Мjм и расчетный приведенный момент Мр.
В зависимости от режима работы вращающий момент развиваемый поворотным лопастным гидродвигателем и расчетный приведенный момент к валу двигателя всех действующих нагрузок будут иметь различное выражение.
Для установившегося режима рабочего хода:
Мв = Мн-Мс-Мтл-Мтв ≥ Мр = Мтп±Мmg = Мрх. [1 c27]
где Мрх – расчетный момент при рабочем ходе.
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
1. Расчет параметров одноштокового диференциального гидроцилиндра двухстороннего действия
Расчёты выполнены на основе последовательности приведённой в методическом пособии [1].
Так как исполнительным двигателем является двухштоковый цилиндр то рабочие области полостей напора и слива равны и нагрузка на штоке вычисляется по формуле:
где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ;
- механический К.П.Д.
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле (Sн=Sc=S):
где - при проектных расчётах может принимать значение .
В качестве расчётного давления принимаем .
при расчетах принимается
Диаметр поршня определим по формуле:
- условие выполняется
Диаметр штока для обычных цилиндров:
2. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде оментного цилиндра (Вертикальная подача)
Так как исполнительным поворотным гидродвигателем является моментный цилиндр то его основные конструктивные размеры можно определить из выражения:
где - вращающий момент на выходном валу гидродвигателя Н*м;
- полезный перепад давления МПа; МПа;
- механический КПД моментного цилиндра ;
- диаметр ротора мм;
- диаметр отверстия статора мм;
Тогда диаметр отверстия статора цилиндра определяется по формуле:
Принимаем стандартные значения: мм;
3. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде моментного цилиндра (Горизонтальная подача)
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давления в гидродвигателях
1. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления в рабочем гидроцилиндре
По полученным ранее значений параметров гидроцилиндра определяем полезный перепад давления:
где Fp – нагрузка на штоке Н;
D – диаметр поршня мм;
d – диаметр штока мм;
Определим требуемые расходы рабочей жидкости.
Исполнительным аппаратом является двухштоковый цилиндр рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе будут равны SH=SC=S:
Расходы жидкости гидроцилиндра при рабочем прямом ходе и обратным определяются по формуле:
2. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
По полученным и принятым ранее значений параметров поворотного гидродвигателя определяем полезный перепад давления:
Для исполнительного поворотного гидроцилиндра в виде моментного цилиндра расход определяется по формуле:
3. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
4. Построение диаграмм расходов и перепадов давления
Диаграмма зависимости расхода от времени
Диаграмма зависимости перепада давления от времени
Описание разработанной гидравлической схемы
Рис.4.1. Гидравлическая схема плоскошлифовального станка
При подаче рабочей жидкости от насоса Н включается ЭМ3 распределителя Р2 поворотного гидродвигателя ПГД1 и обеспечивается вертикальная подача стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР2 на выходе. Затем распределитель Р2 закрывается включается ЭМ1 распределителя Р1 и производится поступательное перемещение при помощи гидроцилиндра ГЦ. Скорость регулируется регулятором расхода РР1 на выходе. Далее распределитель Р1 закрывается и включается ЭМ5 распределителя Р3 ПГД2 который обеспечивает поперечную подачу стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР3 на выходе. После окончания поперечной подачи распределитель Р3 закрывается и включается электромагнит ЭМ2 распределителя Р1 гидроцилиндра ГЦ который производит поступательное движение в обратном направлении. Скорость регулируется регуляторм расхода РР1 который стоит на выходе. Цикл завершен.
В нагнетающей магистрали и во всасывающей линии установлены фильтры – тонкой и грубой очистки соответственно обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений после прохождения гидросистемы манипулятора.
В линии нагнетания после насоса установлен предохранительный клапан настроенный на предельное давление и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающий излишки рабочей жидкости в бак.
Для настройки гидроаппаратуры на заданное давление в систему включён манометр который благодаря соответствующему переходнику позволяет настраивать аппараты в требуемых точках гидросистемы.
Расчет параметров и выбор трубопроводов
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 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
Выберем для проектируемой гидравлической схемы бесшовные холоднокатаные трубы по ГОСТ 8733 из стали 20.
1. Расчёт параметров трубопровода для всасывающей линии
Внутренний диаметр трубопроводов для всасывающей линии определяем по формуле:
Полученные значения внутреннего диаметра округляем до значений из основного ряда и в результате имеем: .
Выбираем для всасывающей линии: труба.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где – толщина стенки трубопровода мм;
Р – наибольшее давление в трубопроводе МПа;
Вр. – предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа;
КБ – коэффициент безопасности;
Так как то условие прочности трубопровода выполняется.
2. Расчёт параметров трубопровода гидроцилиндра
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:
где dH и dC – внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм.;
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 и в результате имеем:
Выбираем для линии напора: труба.
Выбираем для линии слива: труба.
3. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Выбираем для линии напора и слива: труба.
4. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(поперечная подача).
Обоснование и выбор 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 И - 20А (ГОСТ 20799-75) которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистке содержит антиокислительную противоизносную и противопенную присадки и имеет следующие характеристики:
- вязкость =17-23 мм2c;
ρ- плотность ρ=885 кгм3.
Для очистки масла применяем фильтры которые в процессе эксплуатации гидропривода обеспечивают необходимую чистоту масла работая в режимах полнопоточной или пропорциональной фильтрации во всасывающей напорной или сливной линиях гидросистемы. На всасывающей линии очистку производит всасывающий фильтр работающий в режиме полнопоточной фильтрации предотвращая попадание в насос сравнительно крупных частиц а в остальные элементы гидросистемы – более мелких частиц. Напорные фильтры обеспечивают полнопоточную фильтрацию в случае их установки перед предохранительным клапаном. Их применение целесообразно также для защиты высокочувствительных к засорению элементов гидросистемы. Сливные фильтры позволяют обеспечить тонкую фильтрацию рабочей жидкости; они достаточно компактны. Хорошее качество фильтрации может быть достигнуто при сочетании приемного (80 мкм) и сливного (25 мкм) фильтров.
Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры и способы ее монтажа
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.
Поворотный гидродвигатель типа ДПГ16 (2 шт.): [2 с.59]
рабочий объём на угол поворота 270° см350;
расход масла при максимальной скорости поворота лмин 16;
утечка масла через уплотнение лопасти см3мин 100;
номинальное давление МПа 16.
Гидрораспределитель типа P102 [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 10;
номинальный расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа20.
Гидрораспределитель типа П6 (2 шт.) [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 6;
номинальный расход масла лмин 10;
Гидроклапан давления Г54 – 32М: [2 с.124]
диаметр условного прохода мм10;
номинальный расход лмин32;
внутренние утечки см3мин25;
номинальный перепад давлений МПа02.
Фильтр типа ФВСМ 32-800.25: [2 с.299]
номинальный расход лмин 40;
номинальный перепад давлений МПа0007;
номинальная тонкость фильтрации мкм 80.
Фильтр типа 3ФГМ32-5М: [2 с.308]
номинальное давление МПа32;
номинальный расход лмин 63;
номинальный перепад давлений МПа0008.
Регулятор расхода типа ПГ55-12 (3 шт.): [2 с.143]
диаметр условного прохода мм16;
перепад давления МПа02;
расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа10.
Манометр типа МТ-2: [2 с.320]
верхний предел измерения МПа 4;
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистрали. Определение наибольшего давления в гидроприводе
1. Расчет потерь давления в трубопроводах
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.
1.1. Расчёт потерь давления в гидролинии цилиндра
где - расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива при рабочем ходе лмин;
- кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
Подставляя в данные выражения значения получаем:
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока ():
Подставляем требуемые значения:
Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания и слива:
где - плотность рабочей жидкости кгм2;
Подставляя в данное выражение требуемые значения получим:
Расчёт потерь давления на местные сопротивления производим по формуле:
Подставляя значения получаем:
1.2. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
1.3. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
2. Расчет потерь давления в гидравлических аппаратах
При расчётах рабочего давления в гидросистеме должны определяться потери давления в гидравлических аппаратах при протекании через них рабочей жидкости.
2.1. В линии гидроцилиндра.
Расчёт потерь ведётся по формуле:
где - фактически проходящий расход лмин;
- номинальный расход лмин;
- потери давления лмин.
Гидрораспределитель:
Гидрораспределитель.
Суммарные потери давления в гидроаппаратах линии гидроцилиндра для напорной линии:
2.2. В линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
2.3. В линии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях
Для каждого гидравлического исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения местных сопротивлений и гидроаппаратуры:
где и - потери давления на трение в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления на местные сопротивления в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления в аппаратах в трубопроводах напора и слива МПа.
3.1. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для гидроцилиндра
3.2. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
3.3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
4. Определение наибольшего рабочего давления
Рассчитывается наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии определяется для гидромоторов и для двухштокового цилиндра по формуле:
где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;
- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе;
4.1. Определение рабочего давления для гидроцилиндра
4.2. Определение рабочего давления для поворотного гидродвигателя
Так как в системе для двух гидравлических органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбираем максимальное значение. По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть
Определение объемных потерь и производительности насосной установки
1. Определение объемных потерь
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:
1.1. Для линии гидроцилиндра
Гидрораспределитель: лмин;
Регулятор расхода: лмин;
Суммарные потери: лмин.
1.2. Для линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Поворотный гидродвигатель: лмин;
1.3. Для линии поворотного гидродвигателя(горизонтальная подача)
2. Определение производительности насосной установки
Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа:
где - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа;
- суммарные объёмные потери.
Для линии гидроцилиндра:
Для линии поворотного гидродвигателя(в):
Для линии поворотного гидродвигателя(п):
Таким образом наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с несколькими исполнительными органами определяется из условия:
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
Выбранный насос должен иметь подачу не меньше наибольшей подачи и развивать давление больше чем то значение на которое настраивается предохранительный клапан. Из условия выбираем пластинчатый насос типа Г12-33АМ со следующими характеристиками[2 с.19]:
рабочий объем см3 40;
номинальная подача лмин 357;
номинальное давление на выходе МПа 63;
минимальная частота вращения обмин 600.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия:
где NЭ - мощность приводного вала электродвигателя кВт;
- подача насоса лмин;
РК – давление настройки предохранительного клапана МПа;
- общий коэффициент полезного действия насоса.
Выбор электродвигателя.
По справочным таблицам в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный. электродвигатель модели 4А100L6У3 со следующими характеристиками:
номинальная частота вращения960 мин-1.
К.П.Д. гидравлической системы гидропривода определяется по следующей зависимости:
где - полезный перепад давления рабочий расход рабочей жидкости время работы в течении каждого цикла исполнительного органа;
- давление настройки предохранительного клапана; =25
- подача насоса; =279
- время цикла; =1491.
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:
Требуемая поверхность излучения и объём рабочей жидкости в баке:
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.
Для уменьшения объёма бака применяется теплообменник требуемая площадь поверхности которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:
где SТ – площадь поверхности излучения теплообменника;
Т – количество теплоты отводимое теплообменником;
- расчётный перепад температур в теплообменнике;
- коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среде в теплообменнике.
Определяем фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака:
а избыточное количество теплоты отводимое через поверхность излучения теплообменника равно:
где - фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака.
Подставив соответствующие значения получим:

Окончательная записка.doc

Министерство Образования Республики Беларусь
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Металлорежущие станки и инструменты”
“Разработка гидравлического привода
плоскошлифовального станка“
Исполнитель: студент гр.103516
Руководитель: Бачанцев А.И.
Составление расчетных схем 4
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей ..6
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных
перепадов давления в гидродвигателях 9
Описание разработанной гидравлической схемы ..12
Расчет параметров и выбор трубопроводов 14
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее
Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры ..18
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной
магистрали. Определение наибольшего давления в гидроприводе 19
Определение объемных потерь и производительности насосной
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного
электродвигателя .28
Определение КПД гидропривода 29
Тепловой расчет гидропривода ..30
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 реверсируемые гидромоторы. 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.
Составление расчетных схем. Определение сил действующих на гидродвигатели
1.Расчетная схема гидроцилиндра
На рис.1.1 представлена схема расчетной нагрузки Fр гидроцилиндра с односторонним штоком. На поршень и шток действуют силы тяжести mg сила трения Fтр и сила инерции Fи. Рабочий орган в обе стороны совершает рабочее перемещение со скоростью Vпх = Vох = 8 ммин.
Рис.1.1.Схема расчетной нагрузки гидроцилиндра
где Fр – расчетная нагрузка рабочего хода.
т.к. to=0 мин то Vo=0 ммин
2.Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На рис.1.2 представлена расчетная схема развиваемого вращающего момента Мв и расчетного приведенного момента Мр на валу поворотного моментного лопастного цилиндра привода вспомогательных движений.
Мв ≥Мр = М. [1 c26.]
Рис.1.2. Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На лопасть и вал поворотного цилиндра действуют момент сил давления Мн и противодавления Мс в полостях напора и слива момент сил трения лопасти о корпус Мтл момент сил трения вала в подшипниках Мтв момент сил инерции вращающейся части гидродвигателя Мjм и расчетный приведенный момент Мр.
В зависимости от режима работы вращающий момент развиваемый поворотным лопастным гидродвигателем и расчетный приведенный момент к валу двигателя всех действующих нагрузок будут иметь различное выражение.
Для установившегося режима рабочего хода:
Мв = Мн-Мс-Мтл-Мтв ≥ Мр = Мтп±Мmg = Мрх. [1 c27]
где Мрх – расчетный момент при рабочем ходе.
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
1. Расчет параметров одноштокового диференциального гидроцилиндра двухстороннего действия
Расчёты выполнены на основе последовательности приведённой в методическом пособии [1].
Так как исполнительным двигателем является двухштоковый цилиндр то рабочие области полостей напора и слива равны и нагрузка на штоке вычисляется по формуле:
где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ;
- механический К.П.Д.
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле (Sн=Sc=S):
где - при проектных расчётах может принимать значение .
В качестве расчётного давления принимаем .
при расчетах принимается
Диаметр поршня определим по формуле:
- условие выполняется
Диаметр штока для обычных цилиндров:
2. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде оментного цилиндра (Вертикальная подача)
Так как исполнительным поворотным гидродвигателем является моментный цилиндр то его основные конструктивные размеры можно определить из выражения:
где - вращающий момент на выходном валу гидродвигателя Н*м;
- полезный перепад давления МПа; МПа;
- механический КПД моментного цилиндра ;
- диаметр ротора мм;
- диаметр отверстия статора мм;
Тогда диаметр отверстия статора цилиндра определяется по формуле:
Принимаем стандартные значения: мм;
3. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде моментного цилиндра (Горизонтальная подача)
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давления в гидродвигателях
1. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления в рабочем гидроцилиндре
По полученным ранее значений параметров гидроцилиндра определяем полезный перепад давления:
где Fp – нагрузка на штоке Н;
D – диаметр поршня мм;
d – диаметр штока мм;
Определим требуемые расходы рабочей жидкости.
Исполнительным аппаратом является двухштоковый цилиндр рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе будут равны SH=SC=S:
Расходы жидкости гидроцилиндра при рабочем прямом ходе и обратным определяются по формуле:
2. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
По полученным и принятым ранее значений параметров поворотного гидродвигателя определяем полезный перепад давления:
Для исполнительного поворотного гидроцилиндра в виде моментного цилиндра расход определяется по формуле:
3. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
4. Построение диаграмм расходов и перепадов давления
Диаграмма зависимости расхода от времени
Диаграмма зависимости перепада давления от времени
Описание разработанной гидравлической схемы
Рис.4.1. Гидравлическая схема плоскошлифовального станка
При подаче рабочей жидкости от насоса Н включается ЭМ3 распределителя Р2 поворотного гидродвигателя ПГД1 и обеспечивается вертикальная подача стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР2 на выходе. Затем распределитель Р2 закрывается включается ЭМ1 распределителя Р1 и производится поступательное перемещение при помощи гидроцилиндра ГЦ. Скорость регулируется регулятором расхода РР1 на выходе. Далее распределитель Р1 закрывается и включается ЭМ5 распределителя Р3 ПГД2 который обеспечивает поперечную подачу стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР3 на выходе. После окончания поперечной подачи распределитель Р3 закрывается и включается электромагнит ЭМ2 распределителя Р1 гидроцилиндра ГЦ который производит поступательное движение в обратном направлении. Скорость регулируется регуляторм расхода РР1 который стоит на выходе. Цикл завершен.
В нагнетающей магистрали и во всасывающей линии установлены фильтры – тонкой и грубой очистки соответственно обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений после прохождения гидросистемы манипулятора.
В линии нагнетания после насоса установлен предохранительный клапан настроенный на предельное давление и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающий излишки рабочей жидкости в бак.
Для настройки гидроаппаратуры на заданное давление в систему включён манометр который благодаря соответствующему переходнику позволяет настраивать аппараты в требуемых точках гидросистемы.
Расчет параметров и выбор трубопроводов
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 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
Выберем для проектируемой гидравлической схемы бесшовные холоднокатаные трубы по ГОСТ 8733 из стали 20.
1. Расчёт параметров трубопровода для всасывающей линии
Внутренний диаметр трубопроводов для всасывающей линии определяем по формуле:
Полученные значения внутреннего диаметра округляем до значений из основного ряда и в результате имеем: .
Выбираем для всасывающей линии: труба.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где – толщина стенки трубопровода мм;
Р – наибольшее давление в трубопроводе МПа;
Вр. – предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа;
КБ – коэффициент безопасности;
Так как то условие прочности трубопровода выполняется.
2. Расчёт параметров трубопровода гидроцилиндра
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:
где dH и dC – внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм.;
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 и в результате имеем:
Выбираем для линии напора: труба.
Выбираем для линии слива: труба.
3. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Выбираем для линии напора и слива: труба.
4. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(поперечная подача).
Обоснование и выбор 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 И - 20А (ГОСТ 20799-75) которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистке содержит антиокислительную противоизносную и противопенную присадки и имеет следующие характеристики:
- вязкость =17-23 мм2c;
ρ- плотность ρ=885 кгм3.
Для очистки масла применяем фильтры которые в процессе эксплуатации гидропривода обеспечивают необходимую чистоту масла работая в режимах полнопоточной или пропорциональной фильтрации во всасывающей напорной или сливной линиях гидросистемы. На всасывающей линии очистку производит всасывающий фильтр работающий в режиме полнопоточной фильтрации предотвращая попадание в насос сравнительно крупных частиц а в остальные элементы гидросистемы – более мелких частиц. Напорные фильтры обеспечивают полнопоточную фильтрацию в случае их установки перед предохранительным клапаном. Их применение целесообразно также для защиты высокочувствительных к засорению элементов гидросистемы. Сливные фильтры позволяют обеспечить тонкую фильтрацию рабочей жидкости; они достаточно компактны. Хорошее качество фильтрации может быть достигнуто при сочетании приемного (80 мкм) и сливного (25 мкм) фильтров.
Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры и способы ее монтажа
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.
Поворотный гидродвигатель типа ДПГ16 (2 шт.): [2 с.59]
рабочий объём на угол поворота 270° см350;
расход масла при максимальной скорости поворота лмин 16;
утечка масла через уплотнение лопасти см3мин 100;
номинальное давление МПа 16.
Гидрораспределитель типа P102 [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 10;
номинальный расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа20.
Гидрораспределитель типа П6 (2 шт.) [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 6;
номинальный расход масла лмин 10;
Гидроклапан давления Г54 – 32М: [2 с.124]
диаметр условного прохода мм10;
номинальный расход лмин32;
внутренние утечки см3мин25;
номинальный перепад давлений МПа02.
Фильтр типа ФВСМ 32-800.25: [2 с.299]
номинальный расход лмин 40;
номинальный перепад давлений МПа0007;
номинальная тонкость фильтрации мкм 80.
Фильтр типа 3ФГМ32-5М: [2 с.308]
номинальное давление МПа32;
номинальный расход лмин 63;
номинальный перепад давлений МПа0008.
Регулятор расхода типа ПГ55-12 (3 шт.): [2 с.143]
диаметр условного прохода мм16;
перепад давления МПа02;
расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа10.
Манометр типа МТ-2: [2 с.320]
верхний предел измерения МПа 4;
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистрали. Определение наибольшего давления в гидроприводе
1. Расчет потерь давления в трубопроводах
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.
1.1. Расчёт потерь давления в гидролинии цилиндра
где - расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива при рабочем ходе лмин;
- кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
Подставляя в данные выражения значения получаем:
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока ():
Подставляем требуемые значения:
Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания и слива:
где - плотность рабочей жидкости кгм2;
Подставляя в данное выражение требуемые значения получим:
Расчёт потерь давления на местные сопротивления производим по формуле:
Подставляя значения получаем:
1.2. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
1.3. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
2. Расчет потерь давления в гидравлических аппаратах
При расчётах рабочего давления в гидросистеме должны определяться потери давления в гидравлических аппаратах при протекании через них рабочей жидкости.
2.1. В линии гидроцилиндра.
Расчёт потерь ведётся по формуле:
где - фактически проходящий расход лмин;
- номинальный расход лмин;
- потери давления лмин.
Гидрораспределитель:
Гидрораспределитель.
Суммарные потери давления в гидроаппаратах линии гидроцилиндра для напорной линии:
2.2. В линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
2.3. В линии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях
Для каждого гидравлического исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения местных сопротивлений и гидроаппаратуры:
где и - потери давления на трение в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления на местные сопротивления в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления в аппаратах в трубопроводах напора и слива МПа.
3.1. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для гидроцилиндра
3.2. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
3.3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
4. Определение наибольшего рабочего давления
Рассчитывается наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии определяется для гидромоторов и для двухштокового цилиндра по формуле:
где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;
- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе;
4.1. Определение рабочего давления для гидроцилиндра
4.2. Определение рабочего давления для поворотного гидродвигателя
Так как в системе для двух гидравлических органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбираем максимальное значение. По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть
Определение объемных потерь и производительности насосной установки
1. Определение объемных потерь
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:
1.1. Для линии гидроцилиндра
Гидрораспределитель: лмин;
Регулятор расхода: лмин;
Суммарные потери: лмин.
1.2. Для линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Поворотный гидродвигатель: лмин;
1.3. Для линии поворотного гидродвигателя(горизонтальная подача)
2. Определение производительности насосной установки
Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа:
где - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа;
- суммарные объёмные потери.
Для линии гидроцилиндра:
Для линии поворотного гидродвигателя(в):
Для линии поворотного гидродвигателя(п):
Таким образом наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с несколькими исполнительными органами определяется из условия:
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
Выбранный насос должен иметь подачу не меньше наибольшей подачи и развивать давление больше чем то значение на которое настраивается предохранительный клапан. Из условия выбираем пластинчатый насос типа Г12-33АМ со следующими характеристиками[2 с.19]:
рабочий объем см3 40;
номинальная подача лмин 357;
номинальное давление на выходе МПа 63;
минимальная частота вращения обмин 600.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия:
где NЭ - мощность приводного вала электродвигателя кВт;
- подача насоса лмин;
РК – давление настройки предохранительного клапана МПа;
- общий коэффициент полезного действия насоса.
Выбор электродвигателя.
По справочным таблицам в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный. электродвигатель модели 4А100L6У3 со следующими характеристиками:
номинальная частота вращения960 мин-1.
Определение КПД гидропривода.
К.П.Д. гидравлической системы гидропривода определяется по следующей зависимости:
где - полезный перепад давления рабочий расход рабочей жидкости время работы в течении каждого цикла исполнительного органа;
- давление настройки предохранительного клапана; =25
- подача насоса; =279
- время цикла; =1491.
Тепловой расчет гидропривода.
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:
Требуемая поверхность излучения и объём рабочей жидкости в баке:
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.
Для уменьшения объёма бака применяется теплообменник требуемая площадь поверхности которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:
где SТ – площадь поверхности излучения теплообменника;
Т – количество теплоты отводимое теплообменником;
- расчётный перепад температур в теплообменнике;
- коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среде в теплообменнике.
Определяем фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака:
а избыточное количество теплоты отводимое через поверхность излучения теплообменника равно:
где - фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака.
Подставив соответствующие значения получим:

Спецификация (редуктор).spw

Дфухштоковый цилиндр
двухсторонего действия
Пояснительная записка
Грязесьемник 4-32x42-0
Кольцо 100-106-36-2-1
Манжета ГОСТ 14896-84
Шпилька М10-6g x 712

d записку 2.frw

расход.frw

asd.frw

в записку.frw

Возвратно-поступательное движение
Вертикальная подача стола
Поперечная подача стола

гидроцилиндр ДВУХШТОКОВЫЙ.frw

курсач записка.doc

1.Составление расчетных схем. Определение сил действующих на гидродвигатели
1.Расчетная схема гидроцилиндра
На рис.1.1 представлена схема расчетной нагрузки Fр гидроцилиндра с односторонним штоком. На поршень и шток действуют силы тяжести mg сила трения Fтр и сила инерции Fи. Рабочий орган в обе стороны совершает рабочее перемещение со скоростью Vпх = Vох = 8 ммин.
Рис.1.1.Схема расчетной нагрузки гидроцилиндра
где Fр – расчетная нагрузка рабочего хода.
т.к. to=0 мин то Vo=0 ммин
2.Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На рис.1.2 представлена расчетная схема развиваемого вращающего момента Мв и расчетного приведенного момента Мр на валу поворотного моментного лопастного цилиндра привода вспомогательных движений.
Мв ≥Мр = М. [1 c26.]
Рис.1.2. Расчетная схема поворотного моментного гидроцилиндра
На лопасть и вал поворотного цилиндра действуют момент сил давления Мн и противодавления Мс в полостях напора и слива момент сил трения лопасти о корпус Мтл момент сил трения вала в подшипниках Мтв момент сил инерции вращающейся части гидродвигателя Мjм и расчетный приведенный момент Мр.
В зависимости от режима работы вращающий момент развиваемый поворотным лопастным гидродвигателем и расчетный приведенный момент к валу двигателя всех действующих нагрузок будут иметь различное выражение.
Для установившегося режима рабочего хода:
Мв = Мн-Мс-Мтл-Мтв ≥ Мр = Мтп±Мmg = Мрх. [1 c27]
где Мрх – расчетный момент при рабочем ходе.
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
1. Расчет параметров одноштокового диференциального гидроцилиндра двухстороннего действия
Расчёты выполнены на основе последовательности приведённой в методическом пособии [1].
Так как исполнительным двигателем является двухштоковый цилиндр то рабочие области полостей напора и слива равны и нагрузка на штоке вычисляется по формуле:
где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ;
- механический К.П.Д.
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле (Sн=Sc=S):
где - при проектных расчётах может принимать значение .
В качестве расчётного давления принимаем .
при расчетах принимается
Диаметр поршня определим по формуле:
- условие выполняется
Диаметр штока для обычных цилиндров:
2. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде оментного цилиндра (Вертикальная подача)
Так как исполнительным поворотным гидродвигателем является моментный цилиндр то его основные конструктивные размеры можно определить из выражения:
где - вращающий момент на выходном валу гидродвигателя Н*м;
- полезный перепад давления МПа; МПа;
- механический КПД моментного цилиндра ;
- диаметр ротора мм;
- диаметр отверстия статора мм;
Тогда диаметр отверстия статора цилиндра определяется по формуле:
Принимаем стандартные значения: мм;
3. Расчет параметров поворотного гидродвигателя в виде моментного цилиндра (Горизонтальная подача)
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давления в гидродвигателях
1. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления в рабочем гидроцилиндре
По полученным ранее значений параметров гидроцилиндра определяем полезный перепад давления:
где Fp – нагрузка на штоке Н;
D – диаметр поршня мм;
d – диаметр штока мм;
Определим требуемые расходы рабочей жидкости.
Исполнительным аппаратом является двухштоковый цилиндр рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе будут равны SH=SC=S:
Расходы жидкости гидроцилиндра при рабочем прямом ходе и обратным определяются по формуле:
2. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
По полученным и принятым ранее значений параметров поворотного гидродвигателя определяем полезный перепад давления:
Для исполнительного поворотного гидроцилиндра в виде моментного цилиндра расход определяется по формуле:
3. Расчет расходов рабочей жидкости и полезного перепада давления поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
4. Построение диаграмм расходов и перепадов давления
Диаграмма зависимости расхода от времени
Диаграмма зависимости перепада давления от времени
Описание разработанной гидравлической схемы
Рис.4.1. Гидравлическая схема плоскошлифовального станка
При подаче рабочей жидкости от насоса Н включается ЭМ3 распределителя Р2 поворотного гидродвигателя ПГД1 и обеспечивается вертикальная подача стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР2 на выходе. Затем распределитель Р2 закрывается включается ЭМ1 распределителя Р1 и производится поступательное перемещение при помощи гидроцилиндра ГЦ. Скорость регулируется регулятором расхода РР1 на выходе. Далее распределитель Р1 закрывается и включается ЭМ5 распределителя Р3 ПГД2 который обеспечивает поперечную подачу стола. Скорость регулируется регулятором расхода РР3 на выходе. После окончания поперечной подачи распределитель Р3 закрывается и включается электромагнит ЭМ2 распределителя Р1 гидроцилиндра ГЦ который производит поступательное движение в обратном направлении. Скорость регулируется регуляторм расхода РР1 который стоит на выходе. Цикл завершен.
В нагнетающей магистрали и во всасывающей линии установлены фильтры – тонкой и грубой очистки соответственно обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений после прохождения гидросистемы манипулятора.
В линии нагнетания после насоса установлен предохранительный клапан настроенный на предельное давление и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающий излишки рабочей жидкости в бак.
Для настройки гидроаппаратуры на заданное давление в систему включён манометр который благодаря соответствующему переходнику позволяет настраивать аппараты в требуемых точках гидросистемы.
Расчет параметров и выбор трубопроводов
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 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
Выберем для проектируемой гидравлической схемы бесшовные холоднокатаные трубы по ГОСТ 8733 из стали 20.
1. Расчёт параметров трубопровода для всасывающей линии
Внутренний диаметр трубопроводов для всасывающей линии определяем по формуле:
Полученные значения внутреннего диаметра округляем до значений из основного ряда и в результате имеем: .
Выбираем для всасывающей линии: труба.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где – толщина стенки трубопровода мм;
Р – наибольшее давление в трубопроводе МПа;
Вр. – предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа;
КБ – коэффициент безопасности;
Так как то условие прочности трубопровода выполняется.
2. Расчёт параметров трубопровода гидроцилиндра
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяем по формулам:
где dH и dC – внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм.;
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 и в результате имеем:
Выбираем для линии напора: труба.
Выбираем для линии слива: труба.
3. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Выбираем для линии напора и слива: труба.
4. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя(поперечная подача).
Обоснование и выбор 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 И - 20А (ГОСТ 20799-75) которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистке содержит антиокислительную противоизносную и противопенную присадки и имеет следующие характеристики:
- вязкость =17-23 мм2c;
ρ- плотность ρ=885 кгм3.
Для очистки масла применяем фильтры которые в процессе эксплуатации гидропривода обеспечивают необходимую чистоту масла работая в режимах полнопоточной или пропорциональной фильтрации во всасывающей напорной или сливной линиях гидросистемы. На всасывающей линии очистку производит всасывающий фильтр работающий в режиме полнопоточной фильтрации предотвращая попадание в насос сравнительно крупных частиц а в остальные элементы гидросистемы – более мелких частиц. Напорные фильтры обеспечивают полнопоточную фильтрацию в случае их установки перед предохранительным клапаном. Их применение целесообразно также для защиты высокочувствительных к засорению элементов гидросистемы. Сливные фильтры позволяют обеспечить тонкую фильтрацию рабочей жидкости; они достаточно компактны. Хорошее качество фильтрации может быть достигнуто при сочетании приемного (80 мкм) и сливного (25 мкм) фильтров.
Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры и способы ее монтажа
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.
Поворотный гидродвигатель типа ДПГ16 (2 шт.): [2 с.59]
рабочий объём на угол поворота 270° см350;
расход масла при максимальной скорости поворота лмин 16;
утечка масла через уплотнение лопасти см3мин 100;
номинальное давление МПа 16.
Гидрораспределитель типа P102 [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 10;
номинальный расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа20.
Гидрораспределитель типа П6 (2 шт.) [2 с.78]
диаметр условного прохода мм 6;
номинальный расход масла лмин 10;
Гидроклапан давления Г54 – 32М: [2 с.124]
диаметр условного прохода мм10;
номинальный расход лмин32;
внутренние утечки см3мин25;
номинальный перепад давлений МПа02.
Фильтр типа ФВСМ 32-800.25: [2 с.299]
номинальный расход лмин 40;
номинальный перепад давлений МПа0007;
номинальная тонкость фильтрации мкм 80.
Фильтр типа 3ФГМ32-5М: [2 с.308]
номинальное давление МПа32;
номинальный расход лмин 63;
номинальный перепад давлений МПа0008.
Регулятор расхода типа ПГ55-12 (3 шт.): [2 с.143]
диаметр условного прохода мм16;
перепад давления МПа02;
расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа10.
Манометр типа МТ-2: [2 с.320]
верхний предел измерения МПа 4;
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистрали. Определение наибольшего давления в гидроприводе
1. Расчет потерь давления в трубопроводах
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.
1.1. Расчёт потерь давления в гидролинии цилиндра
где - расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива при рабочем ходе лмин;
- кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
Подставляя в данные выражения значения получаем:
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока ():
Подставляем требуемые значения:
Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания и слива:
где - плотность рабочей жидкости кгм2;
Подставляя в данное выражение требуемые значения получим:
Расчёт потерь давления на местные сопротивления производим по формуле:
Подставляя значения получаем:
1.2. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
1.3. Расчёт потерь давления в гидролинии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
2. Расчет потерь давления в гидравлических аппаратах
При расчётах рабочего давления в гидросистеме должны определяться потери давления в гидравлических аппаратах при протекании через них рабочей жидкости.
2.1. В линии гидроцилиндра.
Расчёт потерь ведётся по формуле:
где - фактически проходящий расход лмин;
- номинальный расход лмин;
- потери давления лмин.
Гидрораспределитель:
Гидрораспределитель.
Суммарные потери давления в гидроаппаратах линии гидроцилиндра для напорной линии:
2.2. В линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
2.3. В линии поворотного гидродвигателя(поперечная подача)
3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях
Для каждого гидравлического исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения местных сопротивлений и гидроаппаратуры:
где и - потери давления на трение в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления на местные сопротивления в трубопроводах напора и слива МПа;
и - потери давления в аппаратах в трубопроводах напора и слива МПа.
3.1. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для гидроцилиндра
3.2. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
3.3. Определение потерь давления в напорной и сливной линиях для поворотного гидродвигателя
4. Определение наибольшего рабочего давления
Рассчитывается наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии определяется для гидромоторов и для двухштокового цилиндра по формуле:
где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;
- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе;
4.1. Определение рабочего давления для гидроцилиндра
4.2. Определение рабочего давления для поворотного гидродвигателя
Так как в системе для двух гидравлических органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбираем максимальное значение. По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть
Определение объемных потерь и производительности насосной установки
1. Определение объемных потерь
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:
1.1. Для линии гидроцилиндра
Гидрораспределитель: лмин;
Регулятор расхода: лмин;
Суммарные потери: лмин.
1.2. Для линии поворотного гидродвигателя(вертикальная подача)
Поворотный гидродвигатель: лмин;
1.3. Для линии поворотного гидродвигателя(горизонтальная подача)
2. Определение производительности насосной установки
Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа:
где - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа;
- суммарные объёмные потери.
Для линии гидроцилиндра:
Для линии поворотного гидродвигателя(в):
Для линии поворотного гидродвигателя(п):
Таким образом наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с несколькими исполнительными органами определяется из условия:
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
Выбранный насос должен иметь подачу не меньше наибольшей подачи и развивать давление больше чем то значение на которое настраивается предохранительный клапан. Из условия выбираем пластинчатый насос типа Г12-33АМ со следующими характеристиками[2 с.19]:
рабочий объем см3 40;
номинальная подача лмин 357;
номинальное давление на выходе МПа 63;
минимальная частота вращения обмин 600.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия:
где NЭ - мощность приводного вала электродвигателя кВт;
- подача насоса лмин;
РК – давление настройки предохранительного клапана МПа;
- общий коэффициент полезного действия насоса.
Выбор электродвигателя.
По справочным таблицам в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный. электродвигатель модели 4А100L6У3 со следующими характеристиками:
номинальная частота вращения960 мин-1.
Определение КПД гидропривода.
К.П.Д. гидравлической системы гидропривода определяется по следующей зависимости:
где - полезный перепад давления рабочий расход рабочей жидкости время работы в течении каждого цикла исполнительного органа;
- давление настройки предохранительного клапана; =25
- подача насоса; =279
- время цикла; =1491.
Тепловой расчет гидропривода.
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:
Требуемая поверхность излучения и объём рабочей жидкости в баке:
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.
Для уменьшения объёма бака применяется теплообменник требуемая площадь поверхности которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:
где SТ – площадь поверхности излучения теплообменника;
Т – количество теплоты отводимое теплообменником;
- расчётный перепад температур в теплообменнике;
- коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среде в теплообменнике.
Определяем фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака:
а избыточное количество теплоты отводимое через поверхность излучения теплообменника равно:
где - фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака.
Подставив соответствующие значения получим: