Разработка гидравлического привода плоскошлифовального станка

курсач гидропривод 2.docx

В данном курсовом проекте по заданной нагрузке расчётному давлению в системе угловой и линейной скорости углу поворота и моменту на валу разработан гидравлический привод плоскошлифовального станка.
Гидропривод обеспечивает заданный цикл работы так же благодаря установке специального оборудования происходит поперечное и поступательно движение стола и подача шлифовального круга.
Исходя из задания определены размеры гидроцилиндра параметры трубопровода расход рабочей жидкости потери давления. Определены параметры насоса и рассчитан полный коэффициент полезного действия системы произведён выбор гидроаппаратуры.
Л. – 29; Библиогр. – 3; Прил. – 1; Ил. – 5;
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОЦИЛИНДР3
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ3
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНЫХ ПЕРЕПАДОВ ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИКЛА3
ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОСХЕМЫ7
ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ СПОСОБЫ И СТЕПЕНИ ЕЁ ОЧИСТКИ9
ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ10
РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ТРУБОПРОВОДА11
РАСЧЁТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОЛИНИЯХ И АППАРАТАХ15
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЪЁМНЫХ ПОТЕРЬ (УТЕЧКИ)18
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ СИСТЕМЫ20
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ГИДРОСИСТЕМЫ21
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ22
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.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОЦИЛИНДР
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.
Рисунок 1.1 - Схема расчетной нагрузки гидроцилиндра
Fa = Fн-Fc-Fтп-Fтш ≥ Fтр = Pz+Fтн = Fрх. [1 c21]
где Fрх – расчетная нагрузка рабочего хода.
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.]
Рисунок 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.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ
1 Расчёт параметров рабочего гидроцилиндра.
Так как исполнительным двигателем является одноштоковый цилиндр то рабочие области полостей напора и слива равны и нагрузка на штоке вычисляется по формуле:
где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ; [1стр.10]
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:
где - при проектных расчётах может принимать значение ;
В качестве расчётного давления принимаем среднюю величину рабочего давления для соответствующей группы станков .
Диаметр поршня гидроцилиндра зажима (Ц1) определим по формуле:
Конструктивно исходя из жесткости принимаем
Диаметр штока для диференциальных цилиндров:
Округлив полученные значения до стандартных рассчитываем:
2. Расчёт параметров поворотного гидродвигателя.
Так как исполнительным двигателем является поворотный гидродвигатель то рабочие области полостей напора и слива равны крутящий момент по заданию M=3Н м механический КПД м =09. Основные конструктивные размеры можно определить из соотношения:
где M – вращающий момент на выходном валу гидродвигателя
- при проектных расчётах может принимать значение
D – диаметр поршня мм :
z – число зубьев реечной шестерни
m- модуль реечной шестерни.
Так как исполнительным двигателем является поворотный гидродвигатель то рабочие области полостей напора и слива равны крутящий момент по заданию M=1Н м вертикальной подачи механический КПД м =09. Основные конструктивные размеры можно определить из соотношения:
Принимаем D=32ммd=16мм b=8.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНЫХ ПЕРЕПАДОВ ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИКЛА
1 Определение полезных перепадов давления.
Полученные ранее параметры округляем до стандартных значений и определяем требуемый полезный перепад давления в гидроцилиндре:
где F – нагрузка на штоке Н;
D – диаметр поршня мм;
- механический К.П.Д.
Полезный перепад давления в гидроцилиндре возвратно-поступательной подачи
Полезный перепад давления в гидроцилиндре:
Определяем требуемый полезный перепад давления в поворотном гидродвигателе:
гдеM – вращающий момент на выходном валу гидродвигателя
Полезный перепад давления в поворотном гидродвигателе вертикальной подачи
2 Определение требуемых расходов в цилиндрах.
Определим рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе в одноштоковом цилиндре
и соответственно для обратного хода:
Определение требуемых расходов для гидроцилиндра.
В результате подстановки соответствующих значений получим:
Расход жидкости для полостей напора и слива определяем по формулам:
3 Определение требуемых расходов для поворотных гидродвигателей.
Исполнительным аппаратом является поворотный гидродвигатель
где – угловая скорость поворота выходного вала радс;
Исполнительным аппаратом является поворотный гидродвигатель поперечной подачи
4. Построение диаграмм расходов и перепадов давления
Рассчитанные значения расходов и полезных сводим в таблицу. Строим диаграммы зависимости расходов и полезных перепадов давления от времени цикла.
Рисунок 3.1 – Диаграмма зависимости расхода от времени
Рисунок 3.2 – Диаграмма зависимости полезного перепада давления от времени
Таблица 3.1 – Расходы и полезные перепады давления гидросистеме
Возвратно-поступательное движение
ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОСХЕМЫ
От насоса жидкость поступает через регулятор расхода РР1 к распределитель РН1 включается электромагнит ЭМ1 и происходит выдвижение штока гидроцилиндра пока не сработает конечный выключатель КВ2 в этот момент срабатывает ЭМ2(распределитель РН1 становится в нейтральном положении) и ЭМ3 на распределителе РН2 поворот вала поворотного гидродвигателя Д1 – поперечная подача.
Срабатывает конечный выключатель КВ4 в этот момент срабатывает ЭМ4(распределитель РН2 становится в нейтральном положении) и ЭМ2 на распределителе РН1 происходит втягивание штока гидроцилиндра ГЦ пока не срабатывает КВ1. Срабатывает ЭМ1(распределитель РН1 становится в нейтральном положении) и ЭМ5 происходит вертикальная подача – поворот вала гидродвигателя пока не сработает КВ6.
Срабатывает ЭМ6 – РН3 в нейтральном положении ЭМ1 – выдвижение штока пока не сработает КВ2.
Срабатывает ЭМ2 – РН1 в нейтральном положении ЭМ4 – поперечная подача пока не сработает КВ3.
Срабатывает ЭМ3 – РН2 в нейтральном положении ЭМ2 – втягивание штока пока не сработает КВ1.
Срабатывает ЭМ1 – РН1 в нейтральном положении ЭМ6 – вертикальная подача пока не сработает КВ5.
В нагнетающей магистрали и на сливе установлены фильтры – грубой и тонкой очистки соответственно обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений.
В линии нагнетания после насоса установлен предохранительный клапан непрямого действия с электромагнитной разгрузкой настроенный на предельное давление и 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.
Рисунок 4.1 – Схема гидравлическая плоскошлифовального станка
ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ СПОСОБЫ И СТЕПЕНИ ЕЁ ОЧИСТКИ
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 ТУ101413-78 которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистке содержит антиокислительную противоизносную и противопенную присадки. Данное масло имеет следующие характеристики:
– вязкость при температуре 50С равную 28..31 мм2с;
– плотность 885 кгм3;
– температура вспыхивания 200С;
– температура застывания -15С.
В нагнетающей магистрали и на сливе установлены фильтры – грубой и тонкой очистки соответственно обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений и элементов абразивного износа после прохождения гидросистемы станка.
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.
Выбираем контрольно- регулирующую гидравлическую аппаратуру из каталога [3]:
Гидрораспределитель типа МРЭ10.20-442 2-Ф11050Ш (3 шт.):
диаметр условного прохода мм 10;
номинальный расход масла лмин 40;
номинальное давление МПа .15.
Регулятор расхода МПГ 55-32М(3 шт.):
номинальный расход масла лмин 32;
номинальное давление МПа .20.
Предохранительный клапан давления с электромагнитной разгрузкой типа КПЭ 10-20-211К (1 шт.):
диаметр условного прохода мм .10;
Фильтр напорный типа 1ФГМП32Н-40М (1 шт.):
диаметр условного прохода мм .12;
номинальный расход лмин 50.
номинальное давление МПа .32.
Фильтр сливной типа ФМП16-40 (1 шт.):
диаметр условного прохода мм . 22;
номинальный расход лмин 50;
номинальное давление МПа 04.
Манометр типа МО-250-25-015 :
верхний предел измерения МПа ..25;
погрешность измерения МПа ..05.
Переключатель манометра типа ПМ 320-6:
номинальное давление МПа ..32;
Фильтр всасывающий типа 40-80 ОСТ2 С41-2-80:
Реле давления типа ПГ62-11:
номинальное давление Мпа 06-63;
номинальный расход лмин 40.
Реле уровня типа С53-5
Реле температуры типа УМ 7117-146
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 Гидроцилиндр возвратно поступательного движения
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора определяем по формулам:
где dH и - внутренние диаметры трубопроводов напора мм.;
VH – средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания.
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:
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;
По ГОСТ принимаем трубы для напорной и сливной линии со следующими параметрами:
Гидролиния рабочего гидроцилиндра:
2 Гидроцилиндр поперечной подачи
где dH– внутренние диаметры трубопроводов напора мм.;
3 Гидроцилиндр вертикальной подачи
где dH – внутренние диаметры трубопроводов напора мм.;
4 Расчет трубопровода напорной линии
РАСЧЁТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОЛИНИЯХ И АППАРАТАХ
Предварительно принимаем рабочую жидкость масло ИГП – 30 с вязкостью .
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 Гидроцилиндр возвратно-поступательной подачи стола
где – числа Рейнольдса для линии напора;
– расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания при рабочем ходе лмин;
– внутренние диаметры трубопровода линии напора мм;
– кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с.
Если то коэффициент сопротивления трению по длине
трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:
где – числа Рейнольдса для линии напора;
– коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора.
Подставляя данные в выражения получаем:
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и рассчитывается для ламинарного потока ():
Подставляем требуемые значения:
Расчёт потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий нагнетания:
где – потери давления на трение жидкости в трубопроводе напора МПа;
- плотность рабочей жидкости кгм3;
– коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора;
– длины трубопроводов напора мм;
– внутренние диаметры трубопровода линии напора мм.
Подставляя в данное выражение требуемые значения получим:
Расчёт потерь давления на местные сопротивления производим в процентном отношении от величины линейных потерь.
В итоге потери на местные сопротивления для линий нагнетания и слива:
2 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.
В линии рабочего гидроцлиндра:
Расчёт потерь ведётся по формуле:
где - фактически проходящий расход лмин;
- номинальный расход лмин;
- потери давления лмин.
Гидрораспределитель.
Гидрораспределители.
Фактическое изменение перепада давления гидрораспределителя:
Изменение перепада давления в регуляторе расхода:
Изменение перепада давления в фильтре напорном:
Определяем потери давления в напорной и сливной линиях рабочего гидроцилиндра по формулам:
где - потери давления на трение в трубопроводах напора МПа;
- потери давления на местные сопротивления в трубопроводах напора МПа;
- потери давления в аппаратах в трубопроводах напора МПа.
Определение наибольшего рабочего давления:
Давление настройки клапана КД2:
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:
где – объемные потери на гидроаппарате лмин;
– объемные потери на на поворотном гидродвигателе или гидромоторе лмин;
–перепад давления на аппарате МПа;
–перепад давления на поворотном гидродвигателе МПа.
для регулятора расхода:
для гидрораспределителя:
для фильтра напорного:
Суммарные потери: лмин
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 одноштокового цилиндра:
Таким образом наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с несколькими исполнительными органами определяется из условия:
Выбранный насос имеет подачу удовлетворяющую условию:
где - наибольшая подача насоса лмин;
- требуемая подача жидкости лмин.
а так же развивает давление больше чем то значение на которое настроен предохранительный клапан:
Исходя из вышеприведенных значений выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос удовлетворяющий требованиям: типа Г12-33АМ со следующими характеристиками[5 с.19]:
рабочий объём см332;
номинальная частота вращения мин-1960;
номинальная подача лмин279;
номинальная мощность кВт 36;
номинальное давление на входе МПа63;
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.
Так как по диаграмме расходов насосы работают одновременно то выбранный насос должен обладать суммарной мощностью:
Выбор электродвигателя:
по справочным таблицам в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый с высотой оси вращения 50 250мм. электродвигатель модели 4А100L6У3 ГОСТ 19523-74 со следующими характеристиками:
номинальная частота вращения960мин-1.
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 11.1 – Значения расхода полезного перепада давления и времени работы гидродвигателей
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 °С;
Принимаем стандартный объём бака л.
Фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака определяем по формуле:
где – фактическое количество теплоты отводимое через стенки бака кВт.
Так как то теплообменник требуется.
Теплообменник не требуется.
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ
Гидроцилиндр с односторонним штоком состоит из следующих основных деталей рисунок 13.1.: гильзы 2 крышек 6 и 4 поршня 3 штока 1 гайки 10 шпильки 5.
Рисунок 13.1 - Конструкция гидроцилиндра с односторонним штоком
Уплотнения поршня по диаметру D=70 мм обеспечивается с помощью поршневых колец 8 по 70×50×22.4 PTM которые обеспечивают герметичность в гидравлических устройствах для возвратно-поступательного движения. Уплотнения штока по диаметру d=50 мм – с помощью уплотнения 7 по ГОСТ 14896-84. Также на штоке установлены грязесъемники 15 по А5 50×60×57 PU предназначенные для очистки от грязи поверхностей штоков. Необходимую точность работы обеспечивает штоковая из направляющекольцевого пластика 50 X 56 X 128 IPWR.
)Расчёт гидравлических приводов станочного оборудования: Учебно-методическое пособие по курсовому проектированию по дисц. «Гидропривод и гидропневмоавтоматика» для студ. машиностроит. спец.В.И. Глубокий. – Мн.: БНТУ 2005. – 80 с.
)Свешников В. К. Станочные гидроприводы. – М.: Машиностроение 1982. – 464 с.
)Расчёт гидравлических приводов: Методическое пособие по курсовому проектированию по дисц. «Гидропривод и гидропневмоавтоматика» для студ. машиностроит. спец.А.М. Якимович В.И. Клевзович А.И. Бачанцев. – Мн.: БНТУ

гидроцилиндр рабочий мой 70х50 .cdw

Цилиндр испытать на прочность и наружную герметичность при
давлении 10 МПа. Утечки масла через неподвижные соеденения и
уплотнения не допускаются.
В начальный период работы гидроцилиндра допустимо
образование кольцевых следов масла на штоке.
Шток должен перемещаться плавно и без рывков.
При сборке резиновые уплотнения поз.13 смазать маслом ВНИИ
НП-403 ГОСТ16728-78 и предохранить от перекосов
от попадания абразивных материалов и продуктов

схема гидропривод.cdw

Давление настройки КД1 Р
Скорость прямого хода гидроцилиндра Vп.х.=12 ммин
Скорость обратного хода гидроцилиндра Vоб.х.=12 ммин
Угловая скорость поворотного гидродвигателя ПГД1 w=4 радс
Угловая скорость поворотного гидродвигателя ПГД2 w=4 радс
ГПП 535.0110.00.000 СГ
Схема гидравлическая
плоскошлифовального станка
Реле давления РД настроить на P=3.32МПа.
Систему залить индустриальным маслом ИПГ-30 ТУ 101413-78.
График зависимости потери давления от времени
График зависимости расхода от времени
Гидроцилиндр односторонний
Клапан предохранительный КПЭ10-20-21-1К
Монометр МО-250-25-0
Переключатель монометра МО-250-25-0
Распределитель МРЭ10.20-442 2-Ф11050Ш
Реле давления ПГ62-11
Реле температуры УМ 7117-146
Фильтр всасывающий 40-80 ОСТ2 С41-2-80
Фильтр напорный 1ФГМП32Н-40М
Фильтр сливной ФМП16-40
Поворотный гидродвигатель 1
Поворотный гидродвигатель 2
Регулятор расхода МГП 55-32М
Возвратно-поступательно движение
Таблица состояния электромагнитов
Вертикальная подача
Возвратно-поступательное движение