ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время в приводах станков широкое применение получили гидравлические приводы. Их преимуществом является малая масса и объем, приходящийся на одну единицу мощности, высокий КПД, надежность, возможность создавать большие тяговые усилия, плавность перемещений, возможность плавного регулирования скорости перемещения и простоты обеспечения автоматизированного управления.

Гидродвигатели обладают хорошей динамичностью. Время их реверса составляет 0,03-0,05 секунд. Для гидродвигателя поступательного действия возможно реверсирование до 1000 раз в минуту.

Важным преимуществом гидропривода является возможность бесступенчатого регулирования в широком диапазоне в комбинации со ступенчатым регулированием.

Гидроприводы относительно несложны в изготовлении и конструкции, а также просты в эксплуатации, что позволяет использовать гидроприводы в приводах станков. Применение гидропривода позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить надежность и уровень автоматизации.

1. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

По заданию гидравлическая схема должна обеспечивать работу по циклу каждого рабочего органа в определенной последовательности. Эта последовательность обеспечивается при помощи концевых выключателей, которые должны быть установлены в определенных точках перемещения рабочих органов, в данном случае гидроцилиндра Ц1 и Ц2. При замыкании рабочим органом того или иного концевого выключателя, на устройство управления подается управляющий сигнал, откуда он поступает на определенный электромагнит одного из гидрораспределителя.

В начальной момент времени происходит зарядка аккумулятора а затем, реле давления РД вырабатывает сигнал, идущий на электромагнит ЭМ1 распределителя РН1 цилиндра Ц1. Золотник перемещается и происходит быстрое перемещение цилиндра Ц1, которое регулируется дросселем ДР2, установленном на выходе. При достижении конечного выключателя КВ2 дается сигнал на включение ЭМ3 распределителя РН3 происходит медленный подвод МВ до конечного выключателя КВ3.

При достижении конечного выключателя КВ3 дается сигнал на включение ЭМ4 распределителя РН2 и включение ЭМ6 распределителя РН4 происходит движение Ц2 со скоростью БВ, которую обеспечивает дросселем ДР4 и регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ5 дается сигнал на включение ЭМ7 распределителя РН4, происходит рабочая подача РП скорость которой определяет регулятор расхода РР2и РР3.

При достижении конечного выключателя КВ6 дается сигнал на отключение ЭМ7 пятиходового распределителя РН4, происходит происходит рабочая подача РП2 скорость которой определяет регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ7 дается сигнал на включение ЭМ5 пятиходового распределителя РН2 и происходит быстрый отвод цилиндра Ц2 до конечного выключателя КВ4. Скорость быстрого отвода регулируется дросселем ДР3.

Конечный выключатель КВ4 производит включение электромагнитов ЭМ2. Происходит быстрый отвод цилиндра Ц1 до конечного выключателя КВ1. Перемещение цилиндра Ц1 при быстром отводе регулируется дросселем ДР1, установленном на выходе.

При необходимости, цикл повторится.

Работа всей гидросистемы может быть остановлена при помощи установки распределителей РН1 и РН2 в нейтральное положение, и с помощью предохранительного клапана непрямого действия КП при включении электромагнита ЭМ8. Также этот клапан служит для защиты гидросистемы от перегрузок, которые могут возникнуть при незапланированном превышении нагрузки на какой-либо рабочий орган, при загрязнении трубопроводов или гидроаппаратуры и т. п. Давление срабатывания клапана, т. е. максимально возможное давление в гидросистеме, настраивается при помощи контрольного манометра МН.

В гидросистеме применены два фильтра для очистки рабочей жидкости от загрязнений - на входе (после насоса) и на линии слива в бак. Контроль за загрязненностью фильтров - визуальный.

2. ОПИСАНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОДВИГАТЕЛИ

По заданию расчетная нагрузка составляет:

на цилиндр Ц1 - F = 6кН

на цилиндр Ц2 - F = 12кН.

Силы трения, которые преодолевают шток гидроцилиндра, определяем из условия, что потери на трение составляют примерно 10% от рабочей нагрузки.

Для цилиндра Ц1 сила трения F_тр1 = 600 Н .

Для цилиндра Ц2 сила трения F_тр1 = 1200 Н .

Рис 1. Расчетные схемы, где : F_раб - силы при рабочем ходе с учетом сил трения.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ

7. ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ. ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА ЕЁ МОНТАЖА

Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром, определяющим расход, является диаметр условного прохода Dу.

В таблице 5 приведены выбранные устройства, а также некоторые необходимые в дальнейших расчетах параметры. Для дальнейших расчетов при выборе аппаратуры заносим в таблицу 5 номинальный расход, номинальное давление, утечки и номинальный перепад давления.

Таблица 5 Аппаратура и ее параметры

8.РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ТРУБОПРОВОДОВ

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, d_Н и d_С - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;

Q_{max н} и Qmax с - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;

V_H и V_C - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива м/мин.

;

,

;

,

.

Принимаем dвс = 25мм

Результаты расчета заносим в таблицу 6.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

где, - толщина стенки трубопровода, мм, P - наибольшее давление в трубопроводе, МПа, d - внутренний диаметр трубопровода, мм, ВР= 412МПа - предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа, КБ - коэффициент безопасности, КБ 2 для участков с плавно изменяющимся давлением; КБ 3 для участков с ненапряженным режимом работы; КБ 6 при пульсациях давления.

Таблица 6 Исходные данные и результаты расчета трубопроводов

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В НАПОРНОЙ И СЛИВНОЙ МАГИСТРАЛЯХ

где, P_н и P_с - суммарные потери давления в линиях напора и слива;

Р_тн и Р_тс потери давления в местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;

P_ан и P_ас- 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 Q_PH и Q_PC - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

R_EH и R_EC - числа Рейнольдса для линий напора и слива;

d_H и d_c - внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм;

- кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм²/с;

v- расчетная скорость потока рабочей жидкости, м/с² .

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:

=0,316*Re^-0.25

Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива:

,

где P_TH иР_ТС - потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива, МПа; - плотность рабочей жидкости, кг/м³; _{н с} - коэффициенты сопротивления трению; L_н и L_с - длины трубопроводов напора и слива, м; L_н =5, и L_с =6м. d_н и d_с -внутренние диаметры трубопроводов, мм; Q_рн и Q_рс - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

Результаты расчета заносим в таблицу 7.

Таблица 7 Исходные данные и результаты расчета потерь давления

Потери на трение по длине при ламинарном потоке определяем по формуле

Рассчитываем потери давления для цилиндра Ц1, так как для этого цилиндра наибольшее рабочее давление:

Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчетов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:

где - P_мн и P_мс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно, МПа;

Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков P_ном= f(Q_ном) и с учетом того, что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Q_ном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:

Для предохранительных, переливных, обратных, и других нормально закрытых клапанов:

Потери давления в аппаратах приведены в таблице 8

Таблица 8 Исходные данные и результаты расчета потерь давления в аппаратах

Наибольшее давление в системе при рабочей подаче РП Р=1,2МПа, поэтому принимаем в расчет потери давления для линии с аппаратами :

Напор: фильтр Ф2; распределитель Р2; гидрозамок ГЗ; Клапан КО

Слив: гидрозамок ГЗ; Р1, РР2; Р3; РР3.

Сводим суммарные потери в таблицу 9

Таблица 9 результаты расчета потерь давления

Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:

ДРн=0,00003+0,00092+0,00024= 0,001МПа,

ДРс=0,00014+0,00074+0,00018= 0,001МПа.

10. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАИБОЛЬШЕГО РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОПРИВОДЕ

Рассчитываем наибольшее рабочее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. Формула для расчета имеет вид.

где Р_р - наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии исполнительного гидравлического органа; P_н иP_с - суммарные потери давления в линиях напора и слива; P - требуемый полезный перепад давления в исполнительном гидравлическом органе; S_с и S_н - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.

Для цилиндра Ц1

Если 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.

11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЪЕМНЫХ ПОТЕРЬ И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ

Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.

Наибольшая подача или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с одним исполнительным органом принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости

Q_н>=Q_i

где Q_i - сумма подач рабочей жидкости для исполнительных гидравлических органов при сочетании их работы, требующей наибольшей подачи насоса.

Для цилиндра Ц2:

Аппаратура Фильтр Ф2 ,Клапан КП. Клапан КО, Перекл. Манометра,Распр. Р1,- Распр. Р2, Гидрозам. ГЗ-2.

Q_уа=1,2*10^-3*(0,65+0,25+0,2+0,3+0,2+0,6+0,1)=0,0032л/мин;

Цилиндр: Q_уа=(2,1...3,0)*10^-3*0,1=0,000021 л/мин.

Суммарные потери: Q=Q_max+Q_yi=0,003+0,000021=0,003 Л/мин.

Максимальный расход Q=47,1+0,003=47,1 л/мин

12. ВЫБОР НАСОСА И РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ