• RU
  • icon На проверке: 19
Меню

Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами, расположенными горизонтально

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами, расположенными горизонтально

Состав проекта

icon
icon Гидроцил р.cdw
icon бланк мой .DOC
icon Спецификация.doc
icon Министерство образования Республики Беларусь.doc
icon c[tv1.frw
icon ZG 63.32.560.820-513.gif
icon Чертеж.cdw
icon Министерство образования Республики Беларусь.docx
icon cxema.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Гидроцил р.cdw

Гидроцил р.cdw
Цилиндр испытать на прочность при давлении 6.3 МПа. Утечка
масла через неподвижные соединения и уплотнения не допускаются.
В начальный период работы гидроцилиндра допустимо
образование кольцевых следов масла на поверхности штока
При образовании на поверхности штока масляной пленки
регулировать сжатие шевронных уплотнений путем изъятия
Шток должен перемещаться плавно.
При сборке резиновые уплотнения смазать маслом ВНИИ НП-403
ГОСТ16728-78 и предохранить от перекосов
от попадания амбразивных материалов и продуктов

icon бланк мой .DOC

БЕЛАРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Факультет _машиностроительный_
по курсовому проектированию
Студенту Евпатову Юрию Николаевичу
Тема проекта: Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами расположенными горизонтально
Сроки сдачи студентом законченного проекта 24 декабря 2009 г.
Исходные данные к проекту: 1) Возвратно-поступательное движение цилиндра Ц1 обеспечить одноштоковым цилиндром двухстороннего действия. Скорость быстрых перемещений – 10ммин. Скорость рабочих перемещений – 02 и 025 ммин. Длина хода – 06 м. Усилие – 8кН.
) Возвратно-поступательное движение цилиндра Ц2 обеспечить двухштоковым цилиндром двухстороннего действия. Скорость быстрых перемещений – 10ммин. Скорость рабочих перемещений – 03 и 04 ммин. Длина хода – 05 м. Усилие – 10кН.
) Возвратно-поступательное движение цилиндра Ц3 обеспечить двухштоковым цилиндром одностороннего действия. Скорость быстрых перемещений – 10ммин. Длина хода – 025 м. Усилие – 15кН.
) Длина трубопроводов на подводе и сливе – 8 м.
) Цикл работы: Ц3:зажим-Ц1:БП-РП1-РП2-БО-Ц2:БП-РП1-БП-РП2-БО-Ц3:разжим.
) Обеспечить остановку в конце цикла путем разгрузки системы от давления.
) Расчетное давление 2МПа. Обеспечить равенство прямого и обратного хода.
) Длину рабочих перемещений выбрать самостоятельно.
Содержание расчётно-пояснительной записки (перечень подлежащих разработке вопросов)
Титульный лист(1 лист ПЗ). Задание(2 лист ПЗ). Аннотация(3 лист ПЗ). Содержание(4 лист ПЗ угловой штамп 40 X 185 мм для текстовых документов). Введение 1.Составление расчётных схем. Определение сил действующих на гидровигатели. 2.Расчёт и выбор основных параметров гидравлических двигателей. 3.Расчёт требуемых расходов РЖ и полезных перепадов давлений в гидродвигателях (построение диаграмм расходов и перепадов давлений). 4. Описание разработанной гидравлической схемы. 5.Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени её очистки. 6.Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры и способа её монтажа. 7. Расчёт параметров и выбор трубопроводов. 8.Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе. 9.Определение объёмных потерь и производительности насосной установки. 10.Выбор насоса расчёт мощности и выбор приводного электродвигателя. 11.Определение КПД гидравлического привода.12.Тепловой расчёт гидропривода. 13.***Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя. Литература. Приложение (Спецификация).
Перечень графического материала (с точным указанием обязательных чертежей и графиков) 1. Чертёж принципиальной гидравлической схемы со спецификацией гидравлической аппаратуры – 1 лист (формат А1 или А2). 2.***Сборочный чертёж гидродвигателя (по согласованию с консультантом) – 1 лист (формат А1 или А2).
Календарный график работы над проектом на весь период проектирования (с указанием сроков выполнения и трудоёмкости отдельных этапов)
(дата и подпись студента)

icon Спецификация.doc

ГПП 526.302.00.000 СБ
ГПП 526.302.00.000 ПЗ
Пояснительная записка
Гайка М36 х 15-6H.05
ГПП 535.302.00.000 СБ
одностороннего действия
Грязесьемник Е50-А-032-5
Уплотнение шевронное
Кольцо нажимное КН 32x48-1
Кольцо опорное КО 32x48-1
Шайба Н.36 ГОСТ 11872-89
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Винт М6-6g X 30.109.30ХГСА ГОСТ 11738-84

icon Министерство образования Республики Беларусь.doc

Министерство образования Республики Беларусь
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Металлорежущие станки и инструменты”
По курсу «Гидропривод и ГПА»
“Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами расположенными горизонтально ”
ГПП 535.302.00.000 ПЗ
В данной курсовой работе по заданной нагрузке расчётному давлению в системе линейной скорости гидроцилиндров разработан гидравлический привод .
Так же приведены расчет и выбор гидродвигателя параметров трубопровода расходов рабочей жидкости потерь давления выбор гидроаппаратуры расчет КПД тепловой расчет гидропривода. Разработана гидравлическая схема позволяющая осуществить данный цикл работы гидропривода выбраны комплектующие гидропривода и приведено описание ее работы.
Л. 39 ил. 11 Табл. 0 Прилож. 2 Библиогр. 3.
Составление расчетных схем. Определение сил действующих на гидроцилиндры6
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей14
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях17
Описание работы разработанной гидравлической схемы20
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее очистки22
Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа ее монтажа23
Расчет параметров и выбор трубопроводов25
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе27
Определение объемных потерь и подачи насосной установки.30
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя31
Определение КПД гидравлического привода31
Тепловой расчет гидропривода32
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя33
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. 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 гидроцилиндры
1.1 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.1-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром подводе
Согласно указанным в задании данным расчетная нагрузка действующая
на гидродвигатель составляет 8кН. Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую расчетную нагрузку которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого составляем план сил действующих на гидродвигатель и из уравнения равновесия определить эту силу.
На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .
С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку действующую на гидроцилиндр:
m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
g- ускорение свободного падения ; g=981:
f- коэффициент трения; f=01.
Подставляем найденные значения. Получаем что нагрузка будет равна:
2 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)
Рисунок 1.2-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях
На цилиндр будут действовать сила трения сила инерции и усилие .
где m - масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
При РП1 и РП2 ускорение будет равно:
Ускорения очень малы поэтому силой инерции пренебрегаем
где усилие на штоке гидроцилиндра Н; (дано по заданию).
3 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)
Рисунок 1.3-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром отводе
где m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц1 равна:
4 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.4-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром подводе
где m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
5 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)
Рисунок 1.5-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях
m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
m - масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
6 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)
Рисунок 1.6-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром отводе
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц2 равна:
7 Расчетная схема двухштокового цилиндра одностороннего действия Ц3 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.7-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при быстром подводе
На цилиндр будут действовать сила инерции сила трения и сила упругости пружины .
где сила упругости пружины при быстром подводе Н; .
8 Расчетная схема двухштокового цилиндра одностороннего действия Ц3 расположенного горизонтально при зажиме
Рисунок 1.8-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при зажиме
На цилиндр будут действовать усилие и сила упругости пружины .
сила упругости пружины при зажиме Н; .
усилие на штоке гидроцилиндра Н; (дано по заданию).
При разжиме цилиндра :
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц3 равна:
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
1 Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1
Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1 c.22]:
где - полезный перепад давления МПа;
SH- площадь (рабочая) полости нагнетания мм2;
- механический КПД привода;
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:
Принимаем=09× 2=18 МПа;
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Принимаем по ГОСТ 6540 D=80мм.
Диаметр штока принимаем:
d=(03 05)·D=05·80=40мм;
Определяем рабочие площади :
-полость нагнетания:
Длинна хода поршня L=600 мм.
2 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2
Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1 c.22] :
Принимаем=08× 2=16 МПа;
При рабочем ходе штоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Принимаем по ГОСТ 6540 D=100мм.
d=(03 05)·D=05·100= 50 мм;
Определяем рабочие площади полостей нагнетания и слива:
Длинна хода поршня L=500 мм.
3 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц3
Исходя из конструктивных соображений принимаем по ГОСТ 6540 D=63мм.
d=(03 05)·D=05·63= 32 мм;
Длинна хода поршня L=250 мм.
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях
1 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в одноштоковом гидроцилиндре Ц1
Для одноштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода рабочих перемещений по формуле [1 c. 26] :
При быстром подводе: МПа;
При рабочих перемещениях :МПа;
При быстром отводе:МПа.
Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле [1 c.37]:
где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра лмин.;
S - рабочая площадь в полости цилиндра мм2;
v - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.;
Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений:
Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора :
Для полостей слива:
2 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц2
Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода рабочих перемещений по формуле :
Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле:
v - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.
Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора и слива :
3 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц3
Максимальный расход жидкости для быстрых перемещений:
Найденные значения перепадов давления и расходов изображаем на графиках (рис. 3.1)
Рисунок 3.1 – Графики зависимости перепадов давления и расходов от времени
Описание работы разработанной гидравлической схемы
Разработанная гидравлическая схема обеспечивает цикл движения: Ц3: быстрый подвод - зажим; Ц1: быстрый подвод – рабочая подача 1 - рабочая подача 2 – быстрый отвод; Ц2: быстрый подвод - рабочая подача 1 - быстрый подвод – рабочая подача 2 – быстрый отвод; Ц3: разжим.
Применение аккумулятора позволяет использовать насос меньшей рабочей подачи уменьшать потребляемую мощность и снизить нагрев масла. Реле давления РД2 настроено на наибольшее давление в системе реле РД1 – на наименьшее. Клапан КП1 настроен на Р=25 МПа клапан КП2 – на Р=8 МПа.
Рисунок 4.1- Разработанная гидравлическая схема
Скорости быстрого подвода и отвода регулируются независимо друг от друга. Зажим Ц3 Vб.п.=10 ммин регулируется ДРК (Q=2312 лмин включены ЭМ9 и ЭМ11) .Быстрый подвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР2 (Q=5024 лмин включен ЭМ1) .Рабочая подача-1 Ц1 Vр.п. =02 ммин регулируется РР1 (Q=1005 лмин включены ЭМ1 и ЭМ5) .Рабочая подача-2 Ц1 Vр.п. =025 ммин регулируется РР2 (Q=1256 лмин включены ЭМ1 и ЭМ6). Быстрый отвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР1 (Q=3768 лмин включен ЭМ2) .Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР4 (Q=588 лмин включен ЭМ3).Рабочая подача-1 Ц2 Vр.п. =03 ммин регулируется РР3 (Q=176 лмин включены ЭМ3 и ЭМ7).Рабочая подача-2 Ц2 Vр.п. =04 ммин регулируется РР4 (Q=236 лмин включены ЭМ3 и ЭМ8).Быстрый отвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР3 (Q=588 лмин включен ЭМ4).Разжим Ц3 осуществляется путем включения ЭМ 10.
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 два предохранительных клапана непрямого действия с электромагнитной разгрузкой настроеные на предельные давления и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающие излишки рабочей жидкости в бак. Применение данных аппаратов 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.
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее 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 очистки 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.
Степень очистки обеспечивается фильтрами:
Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5200:
номинальная пропускная способность 100 лмин
диаметр условного прохода 20мм
номинальная тонкость фильтрации 5мкм
Фильтр ФС в сливной линии 016 А С42-53:
номинальная тонкость фильтрации 160мкм
Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа 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.
Выбираем контрольно- регулирующую гидравлическую аппаратуру [2]:
Регулятор расхода РР1 РР4 МПГ55-22:
диаметр условного прохода 10мм
расход масла: максимальный 25 лмин
минимальный 004 лмин
Гидрораспределитель Р1 Р2 типа Р203-АЛ-575-Р-Г220-50Ш:
расход масла: максимальный 170 лмин
номинальный 160 лмин
Гидрораспределитель Р3 Р4 типа Р203-АЛ-64А-Р-Г220-50Ш:
Гидрораспределитель Р5 Р6 типа Н102-ЕЛ-573-P-Г220:
расход масла: максимальный 70 лмин
Пилоты типа ПЕ644 В 220Н УХЛ4 :
расход масла: максимальный 10-125 лмин
номинальный 10-125 лмин
Дроссель ДР1 ДР4 типа ПГ 77-14:
диаметр условного прохода 16мм
расход масла: максимальный 80 лмин
Дроссель ДРК с ОК типа ПГ 55-62:
расход масла: максимальный 32 лмин
минимальный 008 лмин
Предохранительный клапан КП1 КП2 типа 20-10-1К-УХЛ4:
расход масла: максимальный 140 лмин
номинальный 100 лмин
Клапан обратный К01 К04 типа Г51-31:
номинальный расход масла: 16 лмин
Клапан обратный К05типа Г51-32:
номинальный расход масла: 32 лмин
Монометр типа МТИ-1246:
максимальное давление: 10 МПа
Реле давления БПГ 62-11:
диапазон давления 08 10 МПа
Переключатель манометра типа ПМ-320:
номинальное давление: 32 МПа
Расчет параметров и выбор трубопроводов
Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам проходящих по ним и рекомендуемым средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. В зависимости от рабочего давления и вида трубопровода рекомендуемая средняя скорость потока не должна превышать во всасывающих линиях 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам [1 c. 44]:
где dH и dc - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм;
и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива лмин;
VH и Vc - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.
1 Одноштоковый гидроцилиндр Ц1
Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:
где -максимальный расход рабочей жидкости трубопровода лмин;
v-средняя скорость потока рабочей жидкости ммин.
Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий ммин;для сливных ммин. Тогда:
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле [1 c.44]:
где -толщина стенки трубопровода мм;
-наибольшее давление в трубопроводе МПа ;
-внутренний диаметр трубопровода мм;
-предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа . Для трубопровода принимаем материал сталь 20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.
-коэффициент безопасности. Принимаем =3.
2 Двухштоковый гидроцилиндр Ц2
3 Двухштоковый гидроцилиндр Ц3
Т.к. цилиндр Ц3 одностороннего действия то рассматриваем только напорную линию. Принимаем среднюю скорость потока для напорных линий ммин. Тогда:;
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
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.
Потери давления рассчитываются в той линии где имеется наибольший перепад давления т.е. для линии цилиндра Ц2:
где -расход рабочей жидкости при рабочем ходе лмин.;
=30мм2с- кинематическая вязкость рабочей жидкости.
Так как 2300 то режим течения ламинарный.
При Re>2300 коэффициент сопротивления трению по длине
трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:
Если то коэффициент сопротивления трению по длине
где и – числа Рейнольдса для линии напора и слива;
и – коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора и слива.
Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах [1 c.46]:
где -плотность рабочей жидкости кгм3;
QP- рабочей жидкости при рабочем ходе лмин.;
коэффициент сопротивления трения ;
длина трубопроводов мм.
По заданию длины трубопроводов 8м ; 8м ;
Определяем потери в направляющей гидроаппаратуре:
Расчет фактических потерь давления для остальных гидроаппаратов определяется по формуле:
Клапан предохранительный:
Определяем суммарные потери давления:
где DрТ - потери давления на трение в трубопроводе Мпа;
DрМ – потери давления на местные сопротивления Мпа;
DрА – потери давления в гидравлических аппаратах Мпа.
где - суммарный коэффициент местных потерь.
Потери давления в напорной линии:
=00021+0000032+00012+0009+0000065=00123 МПа ;
Потери давления в сливной линии:
=00008+0000023+0023+000013+000236=00263 МПа ;
Рассчитывается наибольшее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа и определяется для двухштоковых цилиндров:
где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;
- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе.
Для рабочего гидроцилиндра рабочей подачи:
По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть:
Определение объемных потерь и подачи насосной установки.
Объемные потери в цилиндре Ц2:
Рассчитываем объемные потери в распределителях:
Объемные потери в дросселе:
Объемные потери в предохранительном клапане:
Объемные потери в фильтре:
Рассчитываются объемные потери для всех остальных гидроаппаратов по формуле:
Определяем наибольшую производительность насосной станции:
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
Выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос Г12-24М со следующими характеристиками:
рабочий объём см3 80;
номинальная частота вращения мин-1960;
номинальная подача лмин66;
номинальная мощность кВт 88;
номинальное давление на входе МПа63;
Потребляемая насосом мощность определяется по формуле [1 c.52]:
По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6
(NH=4кВт n=1000 мин-1) .
Определение КПД гидравлического привода
К.П.Д. определяется по формуле [1 c.54]:
- рабочий расход лмин;
Тепловой расчет гидропривода
Среднее количество теплоты выделяемое гидросистемой в единицу времени равно [1 c. 55]:
Поверхность измерения бака [1c.55]:
где С -разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды;
-коэффициент теплопередачи бака;
По ГОСТ 12448-80 принимаем V=500л.
Фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака [1 c.56]:
где Vб – объем бака.
Т.к. фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака больше количества теплоты выделяемое гидросистемой в единицу времени то теплообменник не требуется.
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя
Гидроцилиндр с двухсторонним штоком по ОСТ2 Г25-1-86 состоит из следующих основных деталей (рис.13.1): гильзы 4 крышек 1 и 2 поршня 3 штока 8 гайки 7 фланцев 5 полуколец 6 втулок 1011 и 12.
Уплотнения поршня по диаметру D=63 мм обеспечивается с помощью двух поршневых колец 9 которые обеспечивают герметичность в гидравлических устройствах для возвратно-поступательного движения. Уплотнения штока по диаметру d=32 мм – с помощью шевронных уплотнений 161718 по ГОСТ 22704-77 натяг которых регулируется путем изменения толщины втулки 11. Также на штоке установлены грязесъемники по ГОСТ 24811-81 предназначенные для очистки от грязи поверхностей штоков.
Рисунок 13.1- Конструкция гидроцилиндра с двухсторонним штоком
одностороннего действия
Глубокий В.И. Расчет гидроприводов. Методическое пособие по курсовому проектированию.-Мн:БГПА.1992
Якимович А.М. Клевзович В.И. Бачанцев А.И. Проектирование гидравлических приводов: Метод. Пособие к выполнению курсовых работ.-Мн.:БНТУ2002.-71 с.
Свешников В.К.Усов А.А. Станочные гидроприводы .-М.: Машиностроение1982

icon c[tv1.frw

c[tv1.frw

icon Чертеж.cdw

Чертеж.cdw
* Размеры для справок.
Цилиндр испытать на прочность при давлении 8 МПа. Утечка
масла через неподвижные соединения и уплотнения не допустима.
Шток должен перемещаться плавно.
При сборке резиновые уплотнения смазать маслом ВНИИ НП-403
ГОСТ16728-78 и предохранить от перекосов и механических
При образовании на поверхности штока масляной пленки
регулировать сжатие шевронных уплотнений путем изъятия

icon Министерство образования Республики Беларусь.docx

Министерство образования Республики Беларусь
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Металлорежущие станки и инструменты”
По курсу «Гидропривод и ГПА»
“Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами расположенными горизонтально ”
ГПП 535.302.00.000 ПЗ
В данной курсовой работе по заданной нагрузке расчётному давлению в системе линейной скорости гидроцилиндров разработан гидравлический привод .
Так же приведены расчет и выбор гидродвигателя параметров трубопровода расходов рабочей жидкости потерь давления выбор гидроаппаратуры расчет КПД тепловой расчет гидропривода. Разработана гидравлическая схема позволяющая осуществить данный цикл работы гидропривода выбраны комплектующие гидропривода и приведено описание ее работы.
Л. 39 ил. 11 Табл. 0 Прилож. 2 Библиогр. 3.
Составление расчетных схем. Определение сил действующих на гидроцилиндры6
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей14
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях17
Описание работы разработанной гидравлической схемы20
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее очистки22
Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа ее монтажа23
Расчет параметров и выбор трубопроводов25
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе27
Определение объемных потерь и подачи насосной установки.30
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя31
Определение КПД гидравлического привода31
Тепловой расчет гидропривода32
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя33
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. 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 гидроцилиндры
1.1 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.1-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром подводе
Согласно указанным в задании данным расчетная нагрузка действующая
на гидродвигатель составляет 8кН. Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую расчетную нагрузку которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого составляем план сил действующих на гидродвигатель и из уравнения равновесия определить эту силу.
На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .
С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку действующую на гидроцилиндр:
m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
g- ускорение свободного падения ; g=981:
f- коэффициент трения; f=01.
Подставляем найденные значения. Получаем что нагрузка будет равна:
2 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)
Рисунок 1.2-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях
На цилиндр будут действовать сила трения сила инерции и усилие .
где m - масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
При РП1 и РП2 ускорение будет равно:
Ускорения очень малы поэтому силой инерции пренебрегаем
где усилие на штоке гидроцилиндра Н; (дано по заданию).
3 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1 расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)
Рисунок 1.3-Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром отводе
где m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=100 кг;
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц1 равна:
4 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.4-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром подводе
где m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
5 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)
Рисунок 1.5-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях
m-масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
m - масса исполнительного органа посаженного на шток гидроцилиндра кг; m=200 кг;
6 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2 расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)
Рисунок 1.6-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром отводе
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц2 равна:
7 Расчетная схема двухштокового цилиндра одностороннего действия Ц3 расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)
Рисунок 1.7-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при быстром подводе
На цилиндр будут действовать сила инерции сила трения и сила упругости пружины .
где сила упругости пружины при быстром подводе Н; .
8 Расчетная схема двухштокового цилиндра одностороннего действия Ц3 расположенного горизонтально при зажиме
Рисунок 1.8-Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при зажиме
На цилиндр будут действовать усилие и сила упругости пружины .
сила упругости пружины при зажиме Н; .
усилие на штоке гидроцилиндра Н; (дано по заданию).
При разжиме цилиндра :
Соответственно наибольшая нагрузка которую должен преодолеть цилиндр Ц3 равна:
Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
1 Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1
Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1 c.22]:
где - полезный перепад давления МПа;
SH- площадь (рабочая) полости нагнетания мм2;
- механический КПД привода;
Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:
Принимаем=09 2=18 МПа;
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Принимаем по ГОСТ 6540 D=80мм.
Диаметр штока принимаем:
d=(03 05)·D=05·80=40мм;
Определяем рабочие площади :
-полость нагнетания:
Длинна хода поршня L=600 мм.
2 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2
Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1 c.22] :
Принимаем=08 2=16 МПа;
При рабочем ходе штоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Принимаем по ГОСТ 6540 D=100мм.
d=(03 05)·D=05·100= 50 мм;
Определяем рабочие площади полостей нагнетания и слива:
Длинна хода поршня L=500 мм.
3 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц3
Исходя из конструктивных соображений принимаем по ГОСТ 6540 D=63мм.
d=(03 05)·D=05·63= 32 мм;
Длинна хода поршня L=250 мм.
Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях
1 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в одноштоковом гидроцилиндре Ц1
Для одноштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода рабочих перемещений по формуле [1 c. 26] :
При быстром подводе: МПа;
При рабочих перемещениях :МПа;
При быстром отводе:МПа.
Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле [1 c.37]:
где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра лмин.;
S - рабочая площадь в полости цилиндра мм2;
v - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.;
Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений:
Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора :
Для полостей слива:
2 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц2
Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода рабочих перемещений по формуле :
Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле:
v - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.
Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора и слива :
3 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц3
Максимальный расход жидкости для быстрых перемещений:
Найденные значения перепадов давления и расходов изображаем на графиках (рис. 3.1)
Рисунок 3.1 – Графики зависимости перепадов давления и расходов от времени
Описание работы разработанной гидравлической схемы
Разработанная гидравлическая схема обеспечивает цикл движения: Ц3: быстрый подвод - зажим; Ц1: быстрый подвод – рабочая подача 1 - рабочая подача 2 – быстрый отвод; Ц2: быстрый подвод - рабочая подача 1 - быстрый подвод – рабочая подача 2 – быстрый отвод; Ц3: разжим.
Применение аккумулятора позволяет использовать насос меньшей рабочей подачи уменьшать потребляемую мощность и снизить нагрев масла. Реле давления РД2 настроено на наибольшее давление в системе реле РД1 – на наименьшее. Клапан КП1 настроен на Р=25 МПа клапан КП2 – на Р=8 МПа.
Рисунок 4.1- Разработанная гидравлическая схема
Скорости быстрого подвода и отвода регулируются независимо друг от друга. Зажим Ц3 Vб.п.=10 ммин регулируется ДРК (Q=2312 лмин включены ЭМ9 и ЭМ11) .Быстрый подвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР2 (Q=5024 лмин включен ЭМ1) .Рабочая подача-1 Ц1 Vр.п. =02 ммин регулируется РР1 (Q=1005 лмин включены ЭМ1 и ЭМ5) .Рабочая подача-2 Ц1 Vр.п. =025 ммин регулируется РР2 (Q=1256 лмин включены ЭМ1 и ЭМ6). Быстрый отвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР1 (Q=3768 лмин включен ЭМ2) .Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР4 (Q=588 лмин включен ЭМ3).Рабочая подача-1 Ц2 Vр.п. =03 ммин регулируется РР3 (Q=176 лмин включены ЭМ3 и ЭМ7).Рабочая подача-2 Ц2 Vр.п. =04 ммин регулируется РР4 (Q=236 лмин включены ЭМ3 и ЭМ8).Быстрый отвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР3 (Q=588 лмин включен ЭМ4).Разжим Ц3 осуществляется путем включения ЭМ 10.
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 два предохранительных клапана непрямого действия с электромагнитной разгрузкой настроеные на предельные давления и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающие излишки рабочей жидкости в бак. Применение данных аппаратов 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.
Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени ее 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 очистки 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.
Степень очистки обеспечивается фильтрами:
Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5200:
номинальная пропускная способность 100 лмин
диаметр условного прохода 20мм
номинальная тонкость фильтрации 5мкм
Фильтр ФС в сливной линии 016 А С42-53:
номинальная тонкость фильтрации 160мкм
Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа 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.
Выбираем контрольно- регулирующую гидравлическую аппаратуру [2]:
Регулятор расхода РР1 РР4 МПГ55-22:
диаметр условного прохода 10мм
расход масла: максимальный 25 лмин
минимальный 004 лмин
Гидрораспределитель Р1 Р2 типа Р203-АЛ-575-Р-Г220-50Ш:
расход масла: максимальный 170 лмин
номинальный 160 лмин
Гидрораспределитель Р3 Р4 типа Р203-АЛ-64А-Р-Г220-50Ш:
Гидрораспределитель Р5 Р6 типа Н102-ЕЛ-573-P-Г220:
расход масла: максимальный 70 лмин
Пилоты типа ПЕ644 В 220Н УХЛ4 :
расход масла: максимальный 10-125 лмин
номинальный 10-125 лмин
Дроссель ДР1 ДР4 типа ПГ 77-14:
диаметр условного прохода 16мм
расход масла: максимальный 80 лмин
Дроссель ДРК с ОК типа ПГ 55-62:
расход масла: максимальный 32 лмин
минимальный 008 лмин
Предохранительный клапан КП1 КП2 типа 20-10-1К-УХЛ4:
расход масла: максимальный 140 лмин
номинальный 100 лмин
Клапан обратный К01 К04 типа Г51-31:
номинальный расход масла: 16 лмин
Клапан обратный К05типа Г51-32:
номинальный расход масла: 32 лмин
Монометр типа МТИ-1246:
максимальное давление: 10 МПа
Реле давления БПГ 62-11:
диапазон давления 08 10 МПа
Переключатель манометра типа ПМ-320:
номинальное давление: 32 МПа
Расчет параметров и выбор трубопроводов
Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам проходящих по ним и рекомендуемым средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. В зависимости от рабочего давления и вида трубопровода рекомендуемая средняя скорость потока не должна превышать во всасывающих линиях 10 15 мс в сливных 2 мс и в напорных 3 5 мс.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам [1 c. 44]:
где dH и dc - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм;
и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива лмин;
VH и Vc - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.
1 Одноштоковый гидроцилиндр Ц1
Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:
где -максимальный расход рабочей жидкости трубопровода лмин;
v-средняя скорость потока рабочей жидкости ммин.
Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий ммин;для сливных ммин. Тогда:
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле [1 c.44]:
где -толщина стенки трубопровода мм;
-наибольшее давление в трубопроводе МПа ;
-внутренний диаметр трубопровода мм;
-предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа . Для трубопровода принимаем материал сталь 20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.
-коэффициент безопасности. Принимаем =3.
2 Двухштоковый гидроцилиндр Ц2
3 Двухштоковый гидроцилиндр Ц3
Т.к. цилиндр Ц3 одностороннего действия то рассматриваем только напорную линию. Принимаем среднюю скорость потока для напорных линий ммин. Тогда:;
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
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.
Потери давления рассчитываются в той линии где имеется наибольший перепад давления т.е. для линии цилиндра Ц2:
где -расход рабочей жидкости при рабочем ходе лмин.;
=30мм2с- кинематическая вязкость рабочей жидкости.
Так как 2300 то режим течения ламинарный.
При Re>2300 коэффициент сопротивления трению по длине
трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:
Если то коэффициент сопротивления трению по длине
где и – числа Рейнольдса для линии напора и слива;
и – коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора и слива.
Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах [1 c.46]:
где -плотность рабочей жидкости кгм3;
QP- рабочей жидкости при рабочем ходе лмин.;
коэффициент сопротивления трения ;
длина трубопроводов мм.
По заданию длины трубопроводов 8м ; 8м ;
Определяем потери в направляющей гидроаппаратуре:
Расчет фактических потерь давления для остальных гидроаппаратов определяется по формуле:
Клапан предохранительный:
Определяем суммарные потери давления:
где рТ - потери давления на трение в трубопроводе Мпа;
рМ – потери давления на местные сопротивления Мпа;
рА – потери давления в гидравлических аппаратах Мпа.
где - суммарный коэффициент местных потерь.
Потери давления в напорной линии:
=00021+0000032+00012+0009+0000065=00123 МПа ;
Потери давления в сливной линии:
=00008+0000023+0023+000013+000236=00263 МПа ;
Рассчитывается наибольшее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа и определяется для двухштоковых цилиндров:
где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;
- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе.
Для рабочего гидроцилиндра рабочей подачи:
По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан то есть:
Определение объемных потерь и подачи насосной установки.
Объемные потери в цилиндре Ц2:
Рассчитываем объемные потери в распределителях:
Объемные потери в дросселе:
Объемные потери в предохранительном клапане:
Объемные потери в фильтре:
Рассчитываются объемные потери для всех остальных гидроаппаратов по формуле:
Определяем наибольшую производительность насосной станции:
Выбор насоса расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
Выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос Г12-24М со следующими характеристиками:
рабочий объём см3 80;
номинальная частота вращения мин-1960;
номинальная подача лмин66;
номинальная мощность кВт 88;
номинальное давление на входе МПа63;
Потребляемая насосом мощность определяется по формуле [1 c.52]:
По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6
(NH=4кВт n=1000 мин-1) .
Определение КПД гидравлического привода
К.П.Д. определяется по формуле [1 c.54]:
- рабочий расход лмин;
Тепловой расчет гидропривода
Среднее количество теплоты выделяемое гидросистемой в единицу времени равно [1 c. 55]:
Поверхность измерения бака [1c.55]:
где С -разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды;
-коэффициент теплопередачи бака;
По ГОСТ 12448-80 принимаем V=500л.
Фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака [1 c.56]:
где Vб – объем бака.
Т.к. фактическое количество теплоты отводимое в окружающую среду через стенки бака больше количества теплоты выделяемое гидросистемой в единицу времени то теплообменник не требуется.
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя
Гидроцилиндр с двухсторонним штоком по ОСТ2 Г25-1-86 состоит из следующих основных деталей (рис.13.1): гильзы 4 крышек 1 и 2 поршня 3 штока 8 гайки 7 фланцев 5 полуколец 6 втулок 1011 и 12.
Уплотнения поршня по диаметру D=63 мм обеспечивается с помощью двух поршневых колец 9 которые обеспечивают герметичность в гидравлических устройствах для возвратно-поступательного движения. Уплотнения штока по диаметру d=32 мм – с помощью шевронных уплотнений 161718 по ГОСТ 22704-77 натяг которых регулируется путем изменения толщины втулки 11. Также на штоке установлены грязесъемники по ГОСТ 24811-81 предназначенные для очистки от грязи поверхностей штоков.
Рисунок 13.1- Конструкция гидроцилиндра с двухсторонним штоком
одностороннего действия
Глубокий В.И. Расчет гидроприводов. Методическое пособие по курсовому проектированию.-Мн:БГПА.1992
Якимович А.М. Клевзович В.И. Бачанцев А.И. Проектирование гидравлических приводов: Метод. Пособие к выполнению курсовых работ.-Мн.:БНТУ2002.-71 с.
Свешников В.К.Усов А.А. Станочные гидроприводы .-М.: Машиностроение1982

icon cxema.cdw

cxema.cdw
-электромагниты включены
-электромагниты выключены
Разгрузка системы при КП1
Разгрузка системы при КП2
Гидроаккумулятор 1016 ТГЛ 10 843
Гидроцилиндр одноштоковый двухсторонний
Гидроцилиндр двухштоковый двухсторонний
Гидроцилиндр двухштоковый односторонний
Дроссель с обратным клапаном ПГ55-62
Клапан предохранительный 20-10-1К-УХЛ4
Клапан обратный Г51-31
Клапан обратный Г51-32
Переключатель монометра ПМ-320
Распределитель Р203-АЛ575-Р-Г220-50Ш
Распределитель Н102-ЕЛ573-Р-Г220-50Ш
Распределитель Р203-АЛ64А-Р-Г220-50Ш
Реле давления БПГ 62-11
Регулятор расхода МПГ 55-22
Фильтр напорный Ф7МВ 25-5200
ГПП 535.302.00.000 CГ
Схема гидравлическая
Давление настройки КП1 Рк=2
Систему залить индустриальным маслом ИГП-30
Зажим Ц3 Vб.п.=10 ммин регулируется ДРК (Q=23
Быстрый подвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР2
Рабочая подача-1 Ц1 Vр.п.
Рабочая подача-2 Ц1 Vр.п.
Быстрый отвод Ц1 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР1
Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР4
Рабочая подача-1 Ц2 Vр.п.
Рабочая подача-2 Ц2 Vр.п.
Быстрый отвод Ц2 Vб.п.=10 ммин регулируется ДР3
Таблица состояния электромагнитов
График зависимости расходов от времени
График зависимости перепадов давления от времени

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 5 часов 41 минуту
up Наверх