Расчет гидравлического привода технологических машин

КР.cdw

Дроссель ПГ77-12 ТУ27-20-2205-78
Гидроцилиндр 722-90х70х900 ОСТ2 Г25-1 - 86
Клапан предохранительный МКПВ-106
Клапан предохранительный Г54-32М6 ТУ2-053-1628-83
Маслоохладитель Г44-23 ТУ2-053-1292-77
Манометр МТП-1002-ВУ ГОСТ8625-77
Обратный клапан КОМ103
Распределитель ВЕ10.44.Г24Н.УХЛ ТУ2-5023622-02-99
Распределитель ВЕ10.573.ОФ.Г24Н.УХЛ ТУ-5023622-02-99
БГТУ им. В.Г. Шухова

ГЦ.cdw

Пневмо.cdw

Дроссель с обратным клапаном
БГТУ им. В.Г. Шухова
Схема управления механической
рукой штамповочного станка

КП.cdw

МО.cdw

Клапан предохранительный
Воздушный теплообменник
БГТУ им. В.Г. Шухова

Р.cdw

Записка.docx

Министерство образования РФ
Белгородский Государственный Технологический Университет им. В. Г. Шухова
Кафедра Технологии Машиностроения
По дисциплине: гидравлический привод
На тему: «Расчет гидравлического привода технологических машин»
Раздел I: Расчет гидропривода ..
2 Предварительный расчет гидросистемы
3. Уточненный расчет гидропривода
3.2 Выбор гидроцилиндра
3.3 Расчет трубопровода ..
3.4 Расчет потерь давления
3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия .
3.6 Расчет золотникового гидрораспределителя ..
3.7 Описание конструкции маслоохладителя .
Раздел II: Исследование устойчивости гидрокопировальной системы ..
Раздел III: Изучение пневмосистемы .
Гидропривод представляет собой эффективное средство автоматизации технологических машин. Применение гидропривода в станках роботах прессах позволяет упростить кинематику снизить металлоемкость повысить их точность надежность и уровень автоматизации. С помощью гидропривода осуществляются поступательные вращательные поворотные движения исполнительных органов реализация рабочих перемещений зажима переключение выдержка времени фиксация и т.п.
Применение средств гидроавтоматики в гидроприводах связано с устранением устройств-преобразователей энергии которые снижают надежность системы. Прессы-автоматы с гидравлической аппаратурой управления имеют высокую надежность и производительность. В гибких производственных системах с высокой степенью автоматизации цикла гидроприводом реализуется множество различных движений включая адаптивное управление контроль и оптимизацию процессов.
Применение гидропривода обусловлено его общепризнанными достоинствами которые однако могут быть реализованы лишь при правильном проектировании и эксплуатации гидрофицированных машин. Недостатки гидропривода заключающиеся в утечках потерях на трение снижающих КПД и вызывающих разогрев рабочей жидкости сводятся к минимуму с применением унифицированных хорошо отработанных узлов знанием их конструкции расчета и основ эксплуатации.
В настоящей курсовой работе будет производится расчет гидравлического привода будут изучены особенности работы гидравлических систем а также будет произведен расчет их устойчивости.
РАЗДЕЛ I: Расчет гидравлического привода
Задание на курсовую работу
В данном гидроприводе используется одна скорость для подачи. Скорость рабочей подачи регулируется дросселем. Переключение этапов цикла осуществляется распределителями №1 и №2 под действием электромагнитов. Работа электромагнитов распределителей представлена в таблице №1
Уравнения протекания жидкости
2. Предварительный расчет гидросистемы
Выбор диаметра штока
Отсюда диаметр штока:
Расчет рабочего давления
рис.1. Расчетная схема
Уравнения равновесия:
) Рдв=Ррез+Ртц+Ртн - для рабочего хода;
) Рр=Ри+Ртц+Ртн – для разгона.
Сила трения в гидроцилиндре равна:
Рт1=amfmG= amfmG=015.008.8000=100 Н
где G - приведенный вес перемещаемого рабочего органа (с приспособлением деталью и т.д.) с учетом сил резания; fm - коэффициент трения fто = 03 - для состояния покоя и fmo = 008 - для скоростей более 02 мс; аm = 012 0 15 - поправочный коэффициент.
Сила трения в направляющей зависит от ее формы принимаем форму направляющей типа ласточкин хвост:
Тн=Nf=f(G+Py)=01(8000+7500)=1550 Н
Сумма сил при рабочем ходе:
Рдв=15 кН+01 кН+15кН=166 кН.
Рт1=amfmG= amf2G=015.016.8000=200 Н
где т - ориентировочные значения перемещения масс; t - время разгона (торможения) t = 001 05 с.
Сила трения в направляющей:
Тн=Nf=f(G+Py)=02(8000+7500)=3100 Н
Сумма сил при разгоне:
Рр=600 Н+200 Н+31кН=39 кН.
Определим рабочее давление:
Для быстрого подвода:
Наибольшее давление оказалось рр для рабочего хода. С учетом противодавления принимаем рабочее давление:
Выбор рабочей жидкости
Рабочая жидкость являясь носителем энергии выполняет также функции теплоносителя смазочной и промывочной среды консерватора. В стайках и роботах рабочие жидкости находятся под давлением до 63 МПа в прессах - 140 МПа и более. Для обеспечения срока службы жидкости не менее 1000 3000 ч при тонкости фильтрации менее 25 мкм температура масла не должна превышать 60°С. В связи с указанными условиями работы жидкостей к ним предъявляются высокие требования.
В подавляющем большинстве гидросистем станков роботов и прессов в качестве рабочей жидкости используют минеральные масла. В прессах иногда применяется водомасляная эмульсия (10 15% масла). При выборе жидкости учитываются условия эксплуатации и её свойства: вязкость сжимаемость удельная теплопроводность и теплоемкость.
Основным критерием определяющим возможность применения жидкости в качестве рабочей является соответствие вязкости давлению и температуре эксплуатации гидропривода. В соответствие с указанной в задании вязкостью рабочей жидкости выбираем минеральное масло ИГП-49:
Класс вязкости по 7803448
Вязкость кинематическая мм2с
Выбор типоразмера насоса
По известным нагрузкам и скоростям определяется подача насосом жидкости
по полученному значению qр выбираем типоразмер насоса НПл 2563.
Мощность на валу насоса:
3 Уточненный расчет гидропривода
Насос выбирается по рp=5 МПа и Qн=126 лмин.
Этим значениям соответствует насос типа НПл 2563
Рабочий объем .16 см3
Номинальная подача 21 лмин
Давление на выходе из насоса:
номинальное .. . 63 МПа
номинальная . .1500 обмин
максимальная . 1800 обмин
минимальная .. .1200 обмин
номинальная . . .28 кВт
КПД при номинальном режиме работы не менее:
Масса не более .. . .97 кг
Ресурс при номинальном режиме работы ч .. .. 4000
Предельное значение среднего уровня звука дБА при номинальном режиме работы .. .. .. 74
Номинальная тонкость фильтрации масла не грубее .. 25 мкм
3.2 Выбор гидроцилиндра
Гидроцилиндр выбирается по наружному диаметру цилиндра D=90 мм и ходу поршня Н=900 мм.
Этим параметрам удовлетворяет цилиндр типа 722-90х70х900 по ОСТ2 Г25-1 - 86
номинальное . . ..63МПа
максимальное .. . 95 МПа
страгивания не более .. 025 МПа
Холостой ход не более .. ..02 МПа
тянущее . .. .365 кН
Скорость перемещения:
максимальная . .42 ммин
минимальная .. . ..005 ммин
Расчетные соотношения для сил трения в гидроцилиндре учитывают тип уплотнения и особенности работы. Для нашего случая выбираем уплотнение поршня чугунными кольцами.
При уплотнении поршня чугунными кольцами (рис. 4а) по ОСТ 2А54-1-72 сила трения покоя определяется по формуле:
где fmo = 0 15 - коэффициент трения покоя; D - диаметр уплотняемой поверхности гидроцилиндра; b - ширина колец; р - давление в рабочей полости цилиндра; рк - контактное давление колец на гильзу цилиндра.
Рmк=015* *90*4(3*1+31)=1 МПа
3.3 Расчет трубопроводов
Внутренний диаметр трубопровода рассчитывают по формуле
Q – подача жидкости по трубопроводу лмин;
vм – скорость потока рабочей жидкости мc;
Скорость vм выбирается по таблице в зависимости от давления: vм=2 мс.
Внутренний диаметр трубопровода:
Из нормального ряда принимаем d=125 мм.
Толщина стенки тонкостенной трубы:
р - максимальное давление в трубе;
dм - внутренний диаметр стандартного трубопровода;
=70 МНм2 – предел прочности на растяжение материала трубы для латунных труб;
- коэффициент безопасности;
3.4 Расчет потерь давления
Потери зависят от числа Рейнольдса (Re) которое определяется по следующей формуле:
Q- подача жидкости по трубе лмин
dm- внутренний диаметр трубы мм
- кинематическая вязкость мм2с
Т.к. число Рейнольдса Re = 490 2300 то движение жидкости происходит в ламинарном режиме.
Потери по длине трубопровода при ламинарном потоке:
Выбор гидроаппаратуры
Г54-32М6 ТУ2-053-1628-83
ПГ77-12 ТУ27-20-2205-78
МТП-1002-ВУ ГОСТ8625-77
Г44-23 ТУ2-053-1292-77
2-90х70х900 по ОСТ2 Г25-1 - 86
ВЕ10.44.Г24Н.УХЛ ТУ2-5023622-02-99
ВЕ10.573.ОФ.Г24Н.УХЛ4 ТУ2-5023622-02-99
Обратный клапан ОК1 ОК2 ОК3
Расчет потерь давления в гидроаппаратуре
Общие потери давления в аппаратуре: рап=23 МПа.
Потери давления в гидросистеме будут складываться из:
Потерь давления в трубопроводе.
Потерь давления в гидроцилиндре.
Значит р=рц+рl+рап=1+01+23=34 МПа.
Давление насоса выбрано достаточным р =63 МПа.
рис.2. График распределения давлений в гидроприводе для рабочей подачи.
3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия
В предохранительном клапане непрямого действия усилие пружины шарикового клапана
где d1 - диаметр отверстия под шариком рекомендуется d1 4 мм.
Давление настройки шарикового клапана при работе аппарата в режиме переливного клапана
где рн - максимальное давление насоса; Δрнк - потери в шариковом клапане и демпферном отверстии (диаметром dд 025d1) рекомендуется Δрнк 02 МПа при м 5 мс.
Величина подъема клапана:
Тогда жесткость пружины:
Диаметр поршенька dn выбирают в 2 раза больше диаметра основного клапана d0 16 мм). Максимальное усилие пружины поршенька
Масло из напорной линии подводится к отверстию Р корпуса и отводится в сливную линию через отверстие Т. Отверстие Р через малое отверстие 11 в клапане 8 соединено с надклапанной полостью 2 откуда масло через клапан 3 может поступать в отверстие Т по каналу 7. Если давление в гидросистеме не превышает давления настройки клапана 3 (регулируется винтом б сжимающим пружину 5) последний закрыт давления в торцовых полостях клапана 8 одинаковы и он прижат пружиной 9 к конусному седлу гильзы 10 разъединял отверстия Р и Т. Когда сила от давления масла на конус 4 вспомогательного клапана превышает силу его пружины конус отходит от седла и масло в небольшом количестве из отверстия Р через малое отверстие 11 вспомогательный клапан и канал 7 проходит в отверстие Г.
Из-за потери давления в отверстии 11 давление в надклапанной полости 2 уменьшается и клапан силой давления в отверстии Р поднимается вверх сжимая пружину 9 и соединяя отверстия Р и Т. Перемещение клапана вверх происходит до тех пор пока сила давления в отверстии Р не уравновесит силу давления в полости 2 и силу пружины 9 после чего давление в отверстии Р (в напорной линии гидросистемы) автоматически поддерживается постоянным в широком диапазоне расходов масла через клапан.
Если отверстие X соединить с линией слива давление в полости 2 упадет и клапан 8 под действием небольшого давления (~ 03 МПа) в отверстии Р поднимется сжимая сравнительно слабую пружину 9 и соединяя отверстия Р и Г (режим разгрузки). В аппаратах с электроуправлением разгрузка осуществляется при выключенном (нормально открытое исполнение) или включенном (нормально закрытое исполнение) электромагните пилота. При необходимости разделения слива потока управления от основного слива в канал 7 устанавливается заглушка (винт М5) а в отверстие У - штуцер с резьбой К18’’.
рис.3. Конструкция предохранительного клапана непрямого действия МКПВ.
3.6 Расчет золотниковых гидрораспределителей
Достоинством золотниковых распределителей является их компактность и разгруженность от осевых сил давления жидкости. Для расчета распределителя помимо сведений о конструктивной схеме количестве позиций и числе гидролиний необходимо в качестве исходных данных располагать давлением в напорной линии Рн или давлением (потери давления) нагрузки Δрн давлением в сливной линии рс максимальным расходом через распределитель Qp потерями давления на щелях золотника Δр3 способом управления. На основании сведений о давлениях в гидросистеме проверяется соотношение
Можно ориентироваться на максимальные потери на щели Δрз = 01 0125 МПа. Такие потери соответствуют скоростям потока жидкости в каналах корпуса золотника равным 10 мс что в 2 25 раза выше скорости течения жидкости в подводящих трубопроводах.
По значению Δр3 определяется максимальная площадь открытия золотника
Где = 061 065 - коэффициент расхода на кромке золотника.
Площади каналов и проходных сечений золотника должны быть не менее
5fm=075*00001=84*10-6 м2
где fm - площадь отверстия подводящей трубы.
После округления dз до стандартного значения dзс вычисляем открытие золотника:
С учетом перекрытия Δх = 3 6 мм ход золотника обеспечивающий требуемый расход
Окончательно ход золотника определяется с учетом механизма фиксации при ручном ходе. На практике ход золотника составляет 3 28 мм.
Ширина поясков плунжера:
где n - число поясков плунжера.
Длина штока lшз золотника выбирается из соотношения:
Диаметр расточки в корпусе
b = dm+(3 5)=12+3=15 мм
где dm -диаметр отверстия подводящего канала.
При расчете усилия управления распределителем следует помимо сил инерции и трения учитывать действие гидродинамической силы направленной в сторону противоположную скорости дросселируемого потока жидкости и стремящейся возвратить распределитель в исходное положение. С достаточной для практических целей точностью гидродинамическую силу можно определить уравнением:
где = 061 065 - коэффициент расхода для золотника с прямоугольными острыми кромками; = 69° - угол образованный осью золотника и направлением потока жидкости через щель; х - осевое перемещение плунжера мм; dзс - диаметр плунжера мм; P1 P2 - давление на входе и выходе щели соответственно.
При расчете инерционной силы учитывается масса объема рабочей жидкости в напорном и сливном трубопроводах управления
где fm - проходное сечение трубопроводов.
При отключенных электромагнитах пружины 4 устанавливают золотник в среднюю (нейтральную) позицию. При включении электромагнита например правого его якорь через толкатель воздействует на золотник 2 перемещая последний в левую позицию и сжимая левую пружину 4. После отключения электромагнита золотник пружиной возвращается в нейтральную позицию. Предусмотрена возможность ручного (наладочного) перемещения золотника с помощью кнопок 7 расположенных в кожухах электромагнитов.
Двухпозиционные распределители могут быть с одним электромагнитом и пружинным возвратом (на место второго электромагнита устанавливается крышка) или с двумя электромагнитами без фиксации (исполнение О) или с фиксацией золотника в двух положениях (исполнение ОФ). В последнем случае после срабатывания распределителя соответствующий электромагнит может отключаться.
У распределителей с одним электромагнитом последний расположен со стороны линии А; исключение составляют лишь схемы 573Е и 574Е. В трехлинейных распределителях исполнений 573 и 573Е по гидросхеме отверстие Т используется для отвода утечек (линии А и Б этим отверстием не соединяются); в исполнениях О и ОФ пружины 4 отсутствуют. Для некоторого ограничения времени срабатывания в отверстие Р могут устанавливаться демпферы с диаметром отверстий 08; 1; 11; 12; 15 или 3 мм. Существуют различные варианты электрического подключения электромагнитов однако наиболее распространены штепсельные разъемы ISO 4400:1994 (DIN 43650) которые можно разворачивать в четырех различных направлениях. Для уплотнения стыковой плоскости используются кольца 013-016-19-2-2 по ГОСТ 9833-73.
рис.4. Конструкция гидрораспределителя с присоединительным размером 10 мм.
3.7 Описание конструкции маслоохладителя
рис.5. Конструкция размеры и основные параметры воздушных теплообменников Г44-2.
РАЗДЕЛ 2: Исследование устойчивости
гидрокопировальной системы
Анализ устойчивости гидрокопировальной системы будет производится на ЭВМ. Для этого в соответствующие программы вводим параметры заданной системы.
рис.6. Анализ устойчивости по критерию Михайлова:
По критерию Михайлова система не является устойчивой так как характеристическая кривая описывает квадранты системы координат не последовательно.
рис.7. Анализ устойчивости по критерию Найквиста:
По критерию Найквиста система также не устойчива так как амплитудно-фазовая характеристика охватывает точку (-1; j0).
РАЗДЕЛ 3: Изучение пневмосистем
СХЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКОЙ РУКОЙ ШТАМПОВОЧНОГО СТАНКА
При подъеме ползуна станка после штампования включается электрический конечный выключатель который включает электромагнит распределителя 1 (рис. 180). Шток пневмоцилиндра 7 выдвигается и заготовка захватывается клещами. Одновременно от распределителя 1 воздух направляется в цепи управления распределителей 2(1) и 2(2) управляющих цилиндрами 5 и 6 вывода и подъема заготовки. Сжатый воздух проходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(2) и 4(3) в емкости 3(1) и 3(2). Наполнение емкостей до давления необходимого для переключения распределителей определяет выдержку времени в срабатывании пневмоцилиндров 5 и 6 по отношению к пневмоцилиндру 7.
После вывода и подъема заготовки из рабочей зоны срабатывает электрический конечный выключатель обесточивающий электромагнит распределителя 1. Происходит обратный ход штока цилиндра 7 клещи разжимаются и заготовка освобождается. Цепи управления распределителей 2(1) и 2(2) сообщаются с атмосферой. Сжатый воздух из емкостей выходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(1) и 4(4). При падении давления в емкостях распределители 2(1) и 2(2) усилием пружины возвращаются в исходное положение.
рис.8. Схема управления и циклограмма работы механической руки штамповочного станка
Бондаренко В.Н. Расчет гидравлического привода технологических машин: Учеб. пособие. – Белгород: Изд-во БелГТАСМ 1988 - 100с.
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник.-2-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение 1988 - 512с.
Богданович Л.Б .Гидравлические приводы: Учеб. пособие для вузов. -Киев: Вища школа. Головное изд-ва 1980. – 232с.
Башта Т.М. Объемные гидравлические приводы Под ред. Т.М. Башты. – М.: Машиностроение 1968. -628с