Проектирование гидравлического привода плоскошлифовального станка

СодержаниГП.doc

Описание работы гидросхемы. 5
Определение сил действующих на гидродвигатель. 5
Составление расчётных схем. 5
Определение параметров гидродвигателя. 8
Обоснование выбора рабочей жидкости. 11
Определение требуемых расходов. 11
Выбор гидроаппаратуры. 14
Расчет параметров трубопровода. 15
Расчёт потерь давления в гидролиниях и аппаратах. 18
Определение максимального давления. 21
Определение объёмных потерь (утечки) 21
Определение максимальной производительности насоса. 22
Расчёт мощности и выбор приводного электродвигателя. 24
Построение диаграмм расходов и давлений. 24
Определение К.П.Д. гидросистемы. 25
Тепловой расчёт гидросистемы. 26
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя. 27

Аннотация.docx

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 ммин до 8ммин быстрый подвод и отвод шлифовальной бабки со скоростью 10 ммин. Конструкция гидроцилиндра обеспечивает подачу жидкости через шток. Угловая скорость поворотного гидродвигателя - 3 радс.
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.
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.
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.
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.
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
- наибольшая расчетная нагрузка.
Из уравнения равновесия получаем:
Определение параметров гидродвигателя.
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
где - при проектных расчётах может принимать значение
гдеа – ускорение разгона рабочего органа;
m – масса подвижной части рабочего органа.
Исходя из компоновки круглошлифовального станка принимаем массу стола m=200кг.
где f – сила трения-скольжения со смазкой сталь-чугун – 005-015.
Полезный перепад давления в гидроцилиндре
Расчетная формула диаметра поршня получается из выражения:
Диаметр штока для простого цилиндра принимается d=(03 05)D.
Так как должно выполняться условие L≥10D то приняв конструктивно L=05м D=50010=50мм.
Принимаем окончательно D=45мм.
Диаметр штока d=(03 05)45=15 25мм.
Принимаем по основному ряду d=25мм.
Округлив полученные значения до стандартных рассчитываем:
Определяем полезный перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
2. Расчёт параметров дифференциального гидроцилиндра.
Зададимся расчетной нагрузкой на штоке – 8000Н.
Рабочая площадь поршня определяется по формуле:
Исходя из компоновки круглошлифовального станка принимаем массу шпиндельной бабки m=200кг.
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора и поэтому диаметр поршня определим по формуле:
Принимаем из основного ряда
Диаметр штока определим по формуле:
Так как должно выполняться условие L≥10d то при d=56мм L=5610=560мм.
Принимаем по второму (дополнительному) ряду окончательно
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 =09. Основные конструктивные размеры можно определить из соотношения:
где M – вращающий момент на выходном валу гидродвигателя
- механический КПД = 085 095.
- 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:
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.
Определение требуемых расходов.
1. Определение требуемых расходов для рабочего гидроцилиндра.
Исполнительным аппаратом является одноштоковый цилиндр двухстороннего действия рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе:
В результате подстановки соответствующих значений получим при прямом ходе:
Расходы жидкости при максимальных и минимальных перемещениях для полостей напора и слива прямого и обратного ходов определяем по формулам:
В итоге имеем при прямом ходе:
2. Определение требуемых расходов для поворотного гидродвигателя.
Исполнительным аппаратом является поворотный гидродвигатель
где – угловая скорость поворота выходного вала радс;
D – диаметр отверстия статора мм
b – ширина лопасти мм.
3. Определение требуемых расходов для дифференциального гидроцилиндра.
Исполнительным аппаратом является одноштоковый цилиндр рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе:
В результате подстановки соответствующих значений получим:
Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
Sн и Sc – рабочие площади в напорной и сливной полостях цилиндра мм2;
Vбп – скорость быстрого перемещения поршня силового цилиндра Vбп=10ммин.
Расход жидкости в полости напора дифференциального гидроцилиндра при рабочем прямом ходе определяется по формуле:
где Qрн – рабочий расход жидкости в напорной полости цилиндра лмин;
Qро – рабочий основной расход жидкости регулируемый дросселем или регулятором расхода лмин;
Qрс – рабочий расход жидкости вытесняемый из штоковой полости слива в полость напора лмин.
Отсюда задавшись Vрх можно получить формулу для основного расхода жидкости:
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:
Dу=10 мм; Qн =33 лмин; PН=32 МПа; P=006 МПа; Qу=80 см3мин.
ВЕ10.94. 41 ГД24.НД ГОСТ24679-81
Dу=10 мм; QН =33 лмин; QМАКС =75 лмин; PН=32 МПа; PС=15 МПа.
4А с электроуправлением ВЕ6574А 31 ОФ В 220-50
Dу=6 мм; QМАКС =10 лмин; QН=63 лмин; PН=32 МПа; PСл=6 МПа; PУ=055-6 МПа; P=003 МПа; масса 13-22 кг.
Регулятор расхода типа ПГ55-22:
Dу=10 мм; QМАКС =80 лмин; QМИН=012 лмин; PН=05..20 МПа; Pдр=02 МПа; масса 75кг.
Предохранительный клапан непрямого действия с электромагнитной разгрузкой ТУ2-053-1748-85 (1шт.)
Dу=20 мм; Qн =100 дм3мин; Qмакс=140 дм3мин; P=015 МПа.
Дроссель ПГ77-12 (1шт)
Dу=10 мм; QМАКС =20 лмин; QМИН=3 лмин; Qу=50 см3мин; P=025 МПа.
Фильтр напорный 2ФГМ16-10М
Dу=20 мм; QН=80 лмин; P=008МПа (1шт.) ТУ2-053-1778-86Е
Манометр: МТП601-ВУ-6-15 рMAX=6МПа класс точности 15.
Переключатель манометра: ПМ6-С320 ТУ2-053-1707-84; Qу=50 см3мин; PН=32 МПа; число контролируемых точек 2.
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 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
1. Расчёт параметров трубопровода рабочего цилиндра.
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. 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:
где – толщина стенки трубопровода мм;
Р – наибольшее давление в трубопроводе МПа;
Вр. – предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа;
КБ – коэффициент безопасности; КБ =3.
2. Расчёт параметров трубопровода поворотного гидродвигателя.
где - скорость потока в напорной линии =5мс;
- скорость потока в сливной линии =2мс.
Полученные значения внутренних диаметров округляем до значений из основного ряда и в результате имеем:
3. Расчёт параметров трубопровода дифференциального цилиндра.
Полученные значения внутренних диаметров округляем до значений из основного ряда и в результате имеем из основного ряда
Из дополнительного ряда имеем:
По ГОСТ 8734-75 принимаем трубы для напорной и сливной линии со следующими параметрами:
Гидролиния рабочего гидроцилиндра:
Гидролиния поворотного гидродвигателя:
Гидролиния дифференциалньго гидроцилиндра:
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.
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 50С плотностью =885кгм3
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.
где - расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива при рабочем ходе лмин;
- кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
V- расчетная скорость потока рабочей жидкости мм2с.
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока ():
Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания и слива:
где - плотность рабочей жидкости кгм3;
VC VH – расчётная скорость потока жидкости мс.
Расчет потерь давления на местные сопротивления производится через суммарный коэффициент местных сопротивлений.
где - суммарный коэффициент местных потерь [5 с.390].
для линий напора и слива рабочего гидроцилиндра равен 006 и 01 соответсвенно.
для линий напора и слива дифференциального гидроцилиндра равен 003 и 006 соответсвенно
для линий напора и слива поворотного гидродвигателя равен 05.
Результаты расчетов сведены в таблицы 10.1 10.2.
Таблица 10.1 Исходные данные для расчета потерь давления в трубопроводах
Для турбулентного потока (Re>2300):
Таблица 10.2 Расчет потерь давления в трубопроводах
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:
где - фактически проходящий расход лмин;
- номинальный расход лмин;
- потери давления лмин.
Для предохранительных переливных обратных и других нормально закрытых клапанов:
Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно равны:
где Δран и Δрас – суммарные потери давления в гидроаппаратах для линий напора и слива;
Δранi и Δрасi – потери давления в отдельных гидроаппаратах через которые проходят соответственно потоки напора и слива.
Определяем фактические потери давления в гидроаппаратах:
Предохранительный клапан:
Суммарные потери давления в гидроаппаратах:
Дифференциальный цилиндр:
Поворотный гидродвигатель:
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:
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:
Для дифференциального гидроцилиндра:
Для поворотного гидродвигателя:
По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть:
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 поворотных гидродвигателей:
Объемные потери для поворотного гидродвигателя Д1:
Объемные потери для рабочего цилиндра Ц1:
Объемные потери для дифференциального цилиндра Ц2:
Определяем объемные потери на напорной линии для:
Гидрораспределитель Р1: лмин;
Предохранительный клапан:
Определяем объемные потери в дросселях:
Определение максимальной производительности и выбор насоса.
Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа:
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:
Выбранный насос должен иметь подачу удовлетворяющую условию:
где - наибольшая подача насоса лмин;
- требуемая подача жидкости лмин.
Предварительно принимаем насос Г12-24М: рабочий объем q=80см3 номинальная подача QНП=70 лмин номинальное давление МПа Так как рабочее давление меньше номинального давления насоса то определяем фактическую производительность насоса по формуле:
где - паспортная производительность насоса лмин;
- рабочее давление в гидросистеме МПа;
- паспортное давление на выходе из насоса МПа;
- объёмный КПД насоса ;
Насос обеспечивает давление большее чем то значение на которое настроен предохранительный клапан:
Принимаем пластинчатый нерегулируемый насос Г12-24М.
Расчёт мощности и выбор приводного электродвигателя.
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 короткозамкнутый закрытый обдуваемый с высотой оси вращения 50 250мм. электродвигатель модели 4А112М4 со следующими характеристиками:
номинальная частота вращения1500 мин-1;
Построение диаграмм расходов и давлений.
Результаты расчётов расходов и давлений проведённые выше заносим в табл.1.
Таблица 1- Полезные расходы.
Исполнительный механизм
Расход на линии нагнетания лмин.
Расход на линии слива лмин.
По результатам табл.1 строим диаграмму полезных расходов (рис.2).
БП=001мин; ПП=001мин – поперечное перемещение (подвод (отвод) бабки к заготовке);
БО=001мин; ВП=10мин (возвратно-поступательное движение бабки).
Рисунок 3- Диаграмма зависимости расхода РЖ от времени.
Рисунок 4- Диаграмма зависимости перепада давления от времени.
Определение коэффициента полезного действия системы.
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;
Таблица 2 – Исходные данные для расчета кпд гидросистемы
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:
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;
Теплообменник не требуется.
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя.
На рисунке 19 представлена конструкция одноштокового гидроцилиндра с подачей жидкости через шток.
Основными его элементами являются:
-корпус; 23- крышки; 4-поршень; 67- 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.23 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.
Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Вища Школа 1980. – 231 с.
Глубокий В. И. Расчёт гидравлических приводов. Методическое пособие. – Мн.: БГПА 1992. – 31 с.
Кузнецов В. Г. Приводы станков с программным управлением. – М.: Машиностроение 1983. – 248 с.
Металлорежущие станки Под ред. В. Э. Пуша. – М.: Машиностроение 1978. – 495 с.
Свешников В. К. Станочные гидроприводы: Справочник.-3-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение 1995. – 448с.:ил.

Чертеж Схема.dwg

Схема принципиальная гидравлическая
Диаграмма зависимости расхода РЖ от времени
Диаграмма зависимости перепада давления от времени
Гидроцилиндр одноштоковый
Гидроцилиндр дифференциальный
Гидродвигатель поворотный
Распределитель ВЕ10.5441В220-50
Распределитель ВЕ10. 94. 41 ГД24.НД ГОСТ24679-81
Qн =33 лмин; PН=32 МПа
Распределитель ВЕ6 574А 31 ОФ В 220-50
QH=6.3 лмин;PН=32 МПа
Регулятор расхода ПГ55-22
Клапан предохранительный ТУ2-053-1748-85
Переключатель манометра ПМ6-С320 ТУ2-053-1707-84
QУ=50 лмин;ΔPН=32 МПа
Манометр МТП601-ВУ-6-1
Фильтр напорный 2ФГМ16-10М
Электродвигатель 4А112М4
Давление настройки предохранительного клапана Р=3
МПа. 2. Систему залить индустриальным маслом ИГП-30 ТУ 101413-78. 3.Равенство скоростей регулируется дросселями ДР2-ДР3.

Цилиндр.dwg

Размеры для справок. 2. При сборке резиновые уплотнения смазать маслом ВНИИ НП-403 ГОСТ 16728-78 и предохранить от перекосов
механических повреж- дений
от попадания абразивных материалов и продуктов коррозии. 3. Появление жидкости через неподвижные соединения не допускается. 4. Перемещение штока при работе цилиндра должно быть плавным
без рывков и заеданий.
отв. К34" ГОСТ 6111-52
Гидроцилиндр одноштоковый Сборочный чертеж
Допускается вынос штоком тонкой масляной пленки без капельных утечек. 6. Маркировать шрифтом 8-Пр3 ГОСТ 26-008-85
две последние цифры года.
Гидроцилиндр одноштоковый
Винт В.6-6gx6.14H.05
Манжета ГОСТ 14896-84
Внимание!!! Вместо резиновых колец поз.18 указать кольца медные!

Титульник.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛАРУСКИЙ НАУИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Металлорежущие станки и инструмент»
по курсу: «Гидравлика гидропривод и гидропневматика».
на тему «Разработка гидравлического привода круглошлифовального станка».