Разработка гидропривода для обеспечения вращательного движения и движения подачи

!Курс(мотор_зажим_13-05).doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»
Тема: Разработка гидравлического привода для обеспечения вращательного движения и движения подачи
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
ГПП.535.134.00.000.ПЗ
Руководитель: Бачанцев А.И.
В представленной курсовой работе разработан гидравлический привод работающий по циклу : Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП - Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1 – Вращение ходового винта ГМ(РП2) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2– Реверс ходового винта ГМ и обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1).
В записке содержатся расчеты и выбор основных геометрических параметров гидродвигателей параметров трубопроводов расходов рабочей жидкости и потерь давления выбирается гидроаппаратура рассчитывается коэффициент полезного действия проводится тепловой расчет гидросистемы. Разработана гидравлическая схема позволяющая осуществить заданный цикл его работы выполнены проектные расчеты элементов схемы выбраны комплектующие гидропривода и приведено описание его работы.
Графическая часть содержит чертеж принципиальной гидравлической схемы со спецификацией аппаратуры и таблицей включений электромагнитов.
Лист.-Диаграмм.- 2Рис.-2Библиограф.- 5
Определение сил действующих на ГД
Составление расчетных схем
Определение основных параметров ГД
Определение требуемых полезных перепадов
Обоснование выбора рабочей жидкости
Описание работы гидравлической схемы
Определение требуемых расходов
Выбор гидравлической аппаратуры
Определение параметров трубопроводов
Расчет потерь давления в трубопроводах и гидроаппаратах
Определение максимального рабочего давления и давление настройки клапана
Расчёт объемных потерь и определение производительности насосной установки
Определение параметров насоса и его выбор
Расчет мощности приводного электродвигателя и его выбор
Построение диаграмм давления и расходов
Определение КПД системы
Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя
Гидропривод получил широкое распространение в области станкостроения. Обусловлено это главным образом тем что ГП по сравнению с другими типами производств (главным образом механическим) имеет более высокую энергоемкость. Применение гидроприводов позволяет упростить кинематику станков снизить металлоемкость повысить точность надежность и уровень автоматизации. Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов:
Высоким быстродействием.
Возможностью плавного без ступенчатого регулирования скорости рабочего органа.
Высокая коммутационная способность.
Гидроприводы обеспечивают возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов защиту систем от перегрузки и точный контроль действующих усилий.
С помощью гидромоторов поворотных гидродвигателей и гидроцилиндров можно получить угловые и линейные перемещения без кинематических преобразований.
Недостатки гидроприводов:
Невозможность обеспечить высокоточное перемещения органа 001 0001. Максимальная точность обеспечиваемая ГП 05 1 мм.
Недостаточно высокий КПД.
Нестабильность свойств рабочей жидкости. Требует использования спец. устройства для её очищения и охлаждения.
Ограниченный диапазон рабочих температур –20 +170 (при использовании минеральных масел).
Гидравлические приводы применяются для обеспечения перемещения рабочего органа главного движения. 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 оба хода могут быть рабочими с осуществлением процесса резания с одной и той же скоростью или ход рабочий а второй ход холостой без осуществления процесса резания и осуществляющийся с большой скоростью.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОДВИГАТЕЛИ
Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую возможную нагрузку которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого необходимо составить расчетную схему и приложить все действующие нагрузки на рабочий орган т. е. силы тяжести силы трения и силы инерции (для режима разгона и торможения). Затем составляется уравнение равновесия и определяется расчетная нагрузка и требуемое тяговое усилие которое должен развивать проектируемый привод чтобы обеспечить требуемый закон движения рабочего органа станка. Выбрав вид исполнительного гидравлического двигателя в зависимости от графика нагрузки и требуемого закона работы рабочего органа рассчитываются основные параметры гидродвигателя. При этом расчетная сила давления в полости нагнетания гидравлического исполнительного двигателя выше расчетной нагрузки действующей на рабочий орган на величину необходимую для преодоления усилия противодавления в полости слива и сил трения в гидродвигателе. Это учитывается перепадом давления на гидравлическом исполнительном двигателе и его механическим коэффициентом полезного действия. В курсовой работе для упрощения расчетов задано значение расчетной нагрузки. Сила трения 10%Fрастч
F= 5 кН; FТР=5·01= 05 кН;
Рис.1.1. Расчетная схема усилий.
СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ СХЕМЫ
Рис.2.1. Расчетная схема
Исходной формулой для расчета параметров гидроцилиндра является:
Где Р – сила давления рабочей жидкости МПа;
S – рабочая площадь поршня мм2
Наибольшая нагрузка на штоке гидроцилиндра которую может преодолеть гидропривод с учетом противодавления и механических потерь:
F = (РН·SН – Рс·Sс) ·h;(2.1)
Где РН Рс – сила давления рабочей жидкости в напорной и сливной полостях МПа;
SН Sс – рабочая площадь поршня в напорной и сливной полостях мм2
h- механический КПД h= 086
Для одноштокового гидроцилиндра рабочие полости напора и слива не равны поэтому нагрузка на штоке гидроцилиндра будет иметь вид:
F = (РН – Рс·Sс SН) · SН ·h;
Где DР = РН – Рс·Sс SН - полезный перепад давления МПа.
Рабочая площадь гидроцилиндра определяется по формуле [1c.9]:
Исходной формулой для расчета параметров гидромотора является:
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ;
hM=087– механический КПД гидроцилиндра [1c.8];
Полезный перепад давления в гидроцилиндре определяем по формуле [1c.9]:DРц=0.9 ·Рн (3.2)
где Р = 63 Мпа – расчетное давление дано заданием на проектирование.
DР=0.9 ·63 = 567 МПа.
Определяем диаметр поршня и диаметр штоков.
Для одноштокового гидроцилиндра рабочая площадь может быть найдена по формуле:
где D – диаметр поршня;
Можем найти значение диаметра цилиндра Ц по формуле:
Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 12447-80 – D = 40 мм.
Для простых цилиндров диаметр штока принимается[1c.9]:
Тогда диаметр штока:
d= 0.5 · 40 = 20 мм.
Что соответствует стандартному значению.
Для расчета параметров гидромотора:
где М – вращающий момент
гидромотор М = 60 Нм
Принимаем по [2c.62] гидромотор Г15-24Н
Рабочий объем –80 см3.
Номинальный расход масла – 768 лмин.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТРЕБУЕМЫХ ПОЛЕЗНЫХ ПЕРЕПАДОВ
Расчет требуемых полезных перепадов одноштоковых гидроцилиндра Ц1
h- механический КПД h= 087
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА ФИЛЬТРАЦИИ И МАРКИ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
Рабочим жидкостям станочных гидроцилиндров должны быть присущи хорошие смазочные и антикоррозиционные свойства малое изменение вязкости в широком диапазоне температур большой модуль упругости химическая стабильность сопротивляемость вспениванию совместность с материалом гидросистемы малая плотность малая способность к растворению воздуха хорошая теплопроводность низкое давление их паров и высокая температура кипения возможно меньший коэффициент теплового расширения негидроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой большая удельная теплоемкость и т.п.
Наиболее подходящей рабочей жидкостью является минеральное масло. Учитывая характер работы рассчитываемого гидропривода и соответствия характеристик масла вышеуказанным свойствам а также учитывая опыт работы принимаем масло ИГП–18 (ТУ 38–101413–78) со следующими характеристиками:
tвсп Класс вязкости по ISO 3448 : 32.
Группа по ISO 67434–1981: НМ (масла с антикоррозионными антиокислительными и противоизносными присадками) ;
ИВ=90; КОН=06–10 мгг; КОН=05 (изменение кислотного числа после окисления):
t=1700 С.; tз=-150С.; кгм3.
Очистка масел с помощью фильтров в процессе работы гидропривода является наиболее эффективным средством поддержания РЖ в рабочем состоянии. Анализ разработанной схемы показывает что можно применить полнопоточную фильтрацию РЖ на входе в систему после насоса (напорный фильтр) так как в системе нет участков с малыми расходами (до 05 лмин) и нет малых дросселирующих отверстий перед которыми необходимо дополнительно производить фильтрацию. Кроме этого на сливе устанавливаем сливной фильтр который очищает РЖ попадающую в бок от продуктов износа.
ОПИСАНИЕ РАЗРАБОТАННОЙ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
В данную принципиальную гидравлическую схему привода входят следующие основные элементы:
Насосная установка (электродвигатель муфта и насос) служащая для преобразования механической энергии в гидравлическую энергию рабочей жидкости.
Предохранительный клапан (КП1) – служит для предохранения системы от повышенного давления.
Реверсивный золотник – трехпозиционный с электрическим управлением служащий для направления и распределения потоков рабочей жидкости (Р1-3) .
Реверсивный золотник – трехпозиционный с электро-гидравлическим управлением служащий для направления и распределения потоков рабочей жидкости (Р4).
Дроссели (ДРК1-2) служащие для регулирования скорости движения штока гидроцилиндра и гидромотора.
Регулятор расхода (РР1-5) служащие для регулирования скорости движения штока гидроцилиндра и гидромотора.
Фильтр (Ф1Ф2) служащий для фильтрации рабочей жидкости фильтр установлен в напорной магистрали
Манометр (МН) служит для визуального контроля давления.
Бак служит для хранения охлаждения и очистки рабочей жидкости(Б).
Аппарат теплообменный- служит для охлаждения рабочей жидкости(АТ).
Гидромотор- служащий для преобразования движения рабочей жидкости во вращательное движение(ГМ).
Описание цикла работы гидравлической схемы
Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП
БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1Ц1 РР1 Р1Ф2Б
БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМГМ РР5 Р4Ф2Б
В исходном положении поршень гидроцилиндра находится в левомм положении. Электромагниты Э1 Э2 выключены.
Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1 обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределители Р2-3 регулятор расхода РР1-3 распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5) обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределитель Р4 регулятор расхода РР4-5 распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.
Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1
При этом для переключения рабочей подачи РП1 выключается распределитель Р2 и выключает регулятор расхода РР2.
Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1 обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределители Р3 регулятор расхода РР1 и РР3 распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5) обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределитель Р4 регулятор расхода РР4-5 распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.
Вращение ходового винта ГМ(РП2) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2
При этом для переключения гидроцилиндра (Ц1) рабочей подачи РП2 выключается распределитель Р3 и выключает регулятор расхода РР3 а вращение ходового винта ГМ(РП2) выключается распределитель Р5 и выключает регулятор расхода РР4.
Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1 обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак через регулятор расхода РР1 распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5) обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак через регулятор расхода РР4 распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.
Реверс ходового винта ГМ и обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)
БНФ1Р1(вкл. ЭМ2)КО1Ц1Ц1 ДРК 1 Р1Ф2Б
БНФ1Р4(вкл. ЭМ6) КО2ГМГМ ДРК 2 Р4Ф2Б
При этом для переключения гидроцилиндра (Ц1) обратного перемещения включается распределитель Р1(ЭМ2) а реверс ходового винта ГМ включается распределитель Р4(ЭМ6).
Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ2 и переключают распределитель Р1 в правое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1 обратный клапан КО1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак через дроссель ДРК1 распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4 (включен ЭМ6) обратный клапан КО2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак через дроссель ДРК2 распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНЫХ РАСХОДОВ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
Расчет параметров одноштоковых гидроцилиндров Ц1 [5] с. 15.
Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:
где S - рабочая площадь в полости цилиндра мм2;
V - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.
Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
VБП –скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра ммин; VБП =5 ммин.
Расходы жидкости для зажима гидроцилиндра Ц1
SН = 314 ·4024 = 12566 мм2;
SС = 314 ·(402-202)4 = 9425 мм2.
Расходы жидкости для быстрого отвода гидроцилиндра Ц1
SН= 314 ·(802-402)4 = 3769.91мм2;
SС = 314 ·8024 = 5026.32мм2.
VРП –скорость рабочих перемещений хода поршня силового цилиндра ммин; VРП1 = 03 ммин
Расходы жидкости для гидроцилиндра Ц1
Расходы жидкости для рабочих перемещений гидромоторов ГМ1 и ГМ2 принимаем по каталогу
Прямое вращение: Qлмин;
Обратное вращение: Qлмин;
ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ.
Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром определяющим расход является диаметр условного прохода Dу.
Основные параметры гидроаппаратуры
Распределитель Р1. ГОСТ 24679 - 81 [6] табл. 44
ВЕ 6.574.41.22050; мм Qн = 125 лмин Рн=15 МПа = 08 МПа.
Распределитель Р2-35. ГОСТ 24679 - 81 [6] табл. 44
ВЕ 6.542.41.22050; мм Qн = 125 лмин Рн=15 МПа = 08 МПа.
Распределитель Р4. ГОСТ 24679 - 81 [6] табл. 44
ВЕХ 14.574.41.22050; мм Qн = 125 лмин Рн=15 МПа = 05 МПа.
Дроссель с обратным клапаном ДРК2 (КВМК 16G.10)
ТУ2-053-1753-87Е [6] табл.521;
мм Qн=63 лмин Qмах=120 лмин Рн= 10 МПа
Дроссель с обратным клапаном ДРК1 (КВМК 10G.10)
мм Qн=60 лмин Qмах=120 лмин Рн= 10 МПа
Предохранительный клапан КП1 20-10-1к-УХЛ
ТУ2-053-1747-85 [6] табл. 56.
мм Qн=100 лмин Рн= 32 МПа = 04 МПа.
Регулятор расхода РР4-5 МПГ55-24 ГОСТ21352-75 [6] табл. 513
мм Qмах=100лмин Рн= 10 МПа = 03 МПа.
Регулятор расхода РР1-3 МПГ55-22 ГОСТ21352-75 [6] табл. 513
мм Qмах=25лмин Рн= 10 МПа = 025 МПа.
Фильтр сливной Ф2 ТУ2-053-1641-83Е [6] табл.86.
ФС Qн=100 лмин Рн=63 МПа = 01 МПа.
Фильтр напорный Ф1 20-63-КВ ГОСТ 16026-80 [6] табл.89.
мм Qн=160 лмин Рн=0007 МПа
Манометр МТП-601-ВУ-4-15 ГОСТ 8625-77
Рmax=10 МПа класс точности = 15.
Переключатель манометра ПМ-320 ТУ2-053-1707-84Е [6] с.323
Рн=32 Мпа см3мин.9.РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ТРУБОПРОВОДОВ
Расчет параметров трубопроводов [5] с.17
При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.
Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам проходящим по ним и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах.
Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам:
где dН и dС - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива мм;
Qmax н = Qmax с= 768 лмин.
VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива =3 ммин.
Принимаем dH=dC=25 мм.
Принимаем по ГОСТ 8733-80.
Внутренний диаметр трубопроводов во всасывающих линиях определяется по формулам:
VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива =15 ммин.
Принимаем трубу 2-38 по ГОСТ 8733-80.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где d - толщина стенки трубопровода мм;
P - наибольшее давление в трубопроводе МПа;
d - внутренний диаметр трубопровода мм;
sВР - предел прочности на растяжение материала трубопровода для стальных труб =300 МПа;
КБ ³ 3 для участков с ненапряженным режимом работы.
РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ТРУБОПРОВОДАХ И ГИДРОАППАРАТАХ.
Расчет потерь в трубопроводах [5] с.20
Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют суммарные потери давления на преодоление сил трения местных сопротивлений и гидроаппаратуры
где Pн и Pс – суммарные потери давления в линиях напора и слива;
Ртн и Ртс местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;
Pан и Pас– потери давления в гидроаппаратах потоков напора и слива.
По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линии напора и слива.
где QPH и QPC – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе лмин;
REH и REC – числа Рейнольдса для линий напора и слива;
dH и dc – внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива мм;
n– кинематическая вязкость рабочей жидкости мм2с;
n = 20 мм2с;v– расчетная скорость потока рабочей жидкости мс2 .
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов для линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока (Re 2300) по формуле:
Для турбулентного режима течения:
Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача 1)
- режим течения – ламинарный.
Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача 2)
- режим течения – турбулентный.
Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива:
где PTH иРТС – потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива МПа;
r - плотность рабочей жидкости=880 кгм3;
н с – коэффициенты сопротивления трению;
Lн и Lс – длины трубопроводов напора и слива м;
dн и dс –внутренние диаметры трубопроводов мм;
Qрн и Qрс – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе лмин;
Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача1)
Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача2)
Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчётов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:
где – Pмн и Pмс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно МПа;
Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков Pном= f(Qном) и с учетом того что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Qном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:
Для предохранительных переливных обратных дроссели и других нормально закрытых клапанов:
Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:
Расчет фактических потерь давления в гидроаппаратах:
Потери давления в напорной линии:
Потери давления в сливной линии
Потери давления в сливной линии
Потери давления в гидролиниях
Для каждого исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения и гидроаппаратуры по формуле:
Вращение ходового винта ГМ(РП1)
Перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП
Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1
Вращение ходового винта ГМ(РП2)
Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2
Реверс ходового винта ГМ
Обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)
Так как из расчета визуально видно что максимальные потери давления будут в напорной и сливной магистралях подводимых к гидромотору ГМ то по этим данным и будем вести дальнейшие расчёты.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАИБОЛЬШЕГО РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОПРИВОДЕ
Расчет наибольшего рабочего давления [5] с.21.
Рассчитываем наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. Формула для расчета по гидроцилиндру имеет вид.
где Рр – наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии гидравлического исполнительного органа;
Pн иPс – суммарные потери давления в линиях напора и слива;
P– требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе;
Sс и Sн– рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.
Так как в гидросистеме для нескольких исполнительных гидравлических органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.
Давление настройки предохранительного клапана определяется по формуле:
РАСЧЕТ ОБЪЕМНЫХ ПОТЕРЬ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ.
Расчет ведем [5] с.21
Рассчитываем потери т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы но и на аппаратах соединенных с линией параллельно. При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов
Qуц=(21 30)×10-3×DPц;
Определяем объемные потери на напорной линии для:
ГМ DQГМ=21×10-3×503=0011 см3мин;
Ц DQЦ=21×10-3×503=0011 см3мин;
Определим наибольшую производительность насосной установки
Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа
где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Qma SQyi - суммарные объёмные потери.
Расчёт объемных суммарных утечек будем производить для напорной магистрали ведущей к поворотному гидродвигателю. В сливной магистрали определение этих потерь нецелесообразно так как они не играют важной роли в общей работе гидропривода а лишь ухудшают его эксплуатационные характеристики. В нашем случаи реверсивного движения будем учитывать потери и в сливной линии.
Суммарные утечки: Q=768+628+0011+0011+0022·3+0035·5+0015·2+0012·3+0035·2+00002·2
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА И ЕГО ВЫБОР
Выбранный насос должен иметь подачу не менее наибольшей подачи n и развивать давление больше чем то значение на которое настраивается предохранительный клапан:
где Рн–давление на входе из насоса; Рк–давление настройки предохранительного клапана. Наибольшая подача рабочей жидкости равна:
Выбор насоса производим из следующих условий:
Выбранный насос должен иметь подачу Qн> 831 лмин; развивать давление: Р > 83 МПа.
По рассчитанной наибольшей подаче рабочей жидкости и давлению на которое настраивается предохранительный клапан выбираем по [6] с.18 табл. 2.1: насос пластинчатый нерегулируемый БГ12-25АМ ГОСТ 13167-82.
Основные параметры пластинчатого регулируемого насоса БГ12-25АМ:
Подача лмин не менее102
Давление на выходе из насоса МПа:
Номинальная частота вращения обмин: 1450
Номинальная мощность кВт26
КПД при номинальном режиме работы:
Определяем рабочую подачу насоса
РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия
где Nэ –мощность приводного электродвигателя кВт;
Qн – подача насоса лмин;
Рк–давление настройки предохранительного клапана МПа;
hн–общий коэффициент полезного действия насоса
Потребляемая насосом мощность определяется по формуле:
Расчет производим [5] с.23.
По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель [4] табл.51: тип- 4АН185М2У3; Nн = 20 кВтn = 1500 мин-1
Для обеспечения синхронизации вращения насоса и электродвигателя применяем редуктор.
ПОСТРОЕНИЕ ДИАГРАММ P И Q И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД СИСТЕМЫ.
Определяем время работы гидроцилиндров Ц1
Где L-длинна пути м;
V-скорость движения ммин;
Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП
L=03 м V=5 ммин. Т= 035 » 4 сек.
Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)РП1
L=03 м V=03 ммин. Т= 0303 » 60 сек.
Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)РП2
L=02 м V=02 ммин. Т= 0202 » 60 сек.
Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)БО
L=08 м V=5 ммин. Т= 085 » 10 сек.
Для гидромотора ГМ:
Так как в цикле работы должно бать обеспечено одновременность работы гидромотора и гидроцилиндра то время работы гидромотора принимаем равным время работы гидроцилиндра на каждом движении.
Вращение ходового винта ГМ(РП1) Т= 64 сек.
Вращение ходового винта ГМ(РП2) Т= 60 сек.
Реверс ходового винта ГМ(БН) Т= 10 сек.
Рис.15.1 Диаграмма перепадов давления
Рис.15.1 Диаграмма расходов рабочей жидкости
РАСЧЕТ КПД ГИДРОСИСТЕМЫ
Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной
где Qpj tj– полезный перепад давления рабочий расход жидкости время работы в течение цикла каждого гидравлического исполнительного органа;
Pк– давление настройки предохранительного клапана;
Коэффициент полезного действия гидравлической системы мал так как существует наличие в местах соединений утечек рабочей жидкости а также из-за большого расхождения между расходом масла при быстрых перемещениях и рабочими ходами.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потерь мощности так как энергия затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме превращается в теплоту поглощаемой рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким чтобы превышение температуры в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого. Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающею среду через стенки бака а если этого недостаточно то устанавливается теплообменник. Среднее количество теплоты выделяемое гидравлической системой в единицу времени равно потере мощности.
Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке
где Sб - площадь поверхности излучения бака м2;
V - объём рабочей жидкости в баке л;
Dtб - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды можно принять Dtб=35O С;
Кб - коэффициент теплопередачи бака Вт(м2*с); можно принять Кб=23 Вт(м2*с).
Для уменьшения объема бака применяется теплообменник требуемая площадь поверхности охлаждения которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты
где SТ – площадь поверхности излучения теплообменника мм;
qТ – количество теплоты отводимое теплообменником Дж;
DtТ – расчетный перепад температур в теплообменнике ОС;
КТ – коэффициент теплообмена в теплообменнике
Принимаемый объем бака V=25-3×QH=300 л.
qТ= 1357 – 60 = 757 кВт.
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ
В разработанной гидравлической схеме применен односторонний поршневой гидроцилиндр.
Гидроцилиндр состоит из крышек (поз.1 и 6) в которых устанавливается гильза гидроцилиндра (поз. 3 ) . Крепление гильзы гидроцилиндра и крышек осуществляется гайками (поз. 15). На штоке (поз. 8) располагается поршень (поз. 2) который закреплен упором (поз. 7) и разрезной гайкой (поз. 5) (гайка фиксируется с помощью винта (поз. 13)). Для уплотнения поршня и гильзы используются поршневые кольца (поз. 20) (3 шт.). Для герметизации штока применяется шевронное уплотнение(поз.17-19) натяг которых можно регулировать с помощью прижимам крышки (поз. 10) к корпусу (поз. 1). В самой крышке (поз. 10) для очищения штока от грязи и пыли применен грязесъемник (поз. 16) закрепленный с помощью крышки (поз. 12). Крепление гидроцилиндра происходит с помощью штифтов и винтов устанавливаемых в отверстиях крышки (поз. 6) и кронштейна (поз. 9).
Рабочая жидкость поступает в гидроцилиндр через резьбовые отверстия К38“ в крышках (поз. 1) и (поз. 6).
На штоке используется присоединительная резьба М10х05-6g.
Башта Т.М. Гидравлика гидромашины и гидроприводы. –М.: Машиностроение 1982 – 423 с.
Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Высш. школа 1980. – 231с.
Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении А.Я. Оксененко Наумчик Ф.А. и др. – М.: НИИмаш 1982. –112 с.
А. В. Кузьмин и др. ''Расчеты деталей машин'' Мн.: Выш. школа 1986. – 400с.
Методическое пособие по курсовому проектированию по дисциплине ''Гидравлика гидропривод и гидропневмоавтоматика оборудование'' под ред. В.И. Глубокий –Мн.1992
Свешников В. К. Усов А. А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение 1982. - 464 с.

гидроцил40х20+сх-1.dwg

ГПП 01.001.000.01 СБ
ГПП 535.134.00.000 СБ
Схема гидравлическая
Замки поршневых колец поз.17 расположить с последовательным смещением на 90°.
При установке уплотнения 21
предохранить от перекосов
предверительно смазать смазкой ЦИАТИМ-221.
При появлении утечек через шток отрегулировать шевронные уплотнения 17-19 путем извлечения прокладки 10.
* Размер для справок.
Шевронное уплотнение
Кольцо нажимное 20х35-2
Кольцо опорное 20х35-2
Кольцо поршневое1-1-40х3
Кольцо уплотнительное
Давление настройки предохранительного клапана Рк=8
Систему заполнить маслом индустриальным ИГП-18 ТУ 38-101413-78.
Аппарат теплообменный
Дроссель КВМК 10G.10 ТУ2-053-1753-87Е
Дроссель КВМК 16G.10 ТУ2-053-1753-87Е
Гидромотор Г15-24Н ТУ 2-053-1480-80Е
Предохранительный клапан 20-10-1к-УХЛ
Насос БГ12-25АМ ГОСТ 13167-82
Распределитель ВЕ 6.574A.41.22050 ГОСТ 24679-81
Гидроцилиндр 1х40х800 ОСТ 2Г29-1-83
Регулятор расхода МПГ55-22 ГОСТ21352-75
Регулятор расхода МПГ55-24 ГОСТ21352-75
Распределитель ВЕ 6.542.41.22050 ГОСТ 24679-81
Распределитель ВЕХ14.574.41.22050 ГОСТ 24679-81
Фильтр напорный Ф1 32-63-КВ ГОСТ 16026-80
Фильтр сливной ФС 100-2
Клапан обратный 20-1-2 ГОСТ 21464-76
Диаграмма расходов рабочей жидкости
Диаграмма перепадов давления
Таблица включений распределителей
Цилиндр испытать на прочность и наружную герметичность при давлении 8.3 МПа.
- Напорные и сливные магистрали