Расчёт и проектирование гидропривода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский Государственный Открытый университет

КУРСОВАЯ РАБОТА

Предмет: Гидравлика

Тема: Расчёт и проектирование гидропривода

Москва 2010 г.

Задание на курсовую работу

Спроектировать гидропривод шлифовального станка, работающего по следующему упрощенному циклу:

исходное положение (ИП) "стоп" зажим заготовки (33) -* рабочая подача (РП)-» разжим детали (РД).

Гидроцилиндр 1 (Ц1) осуществляет зажим и разжим детали, гидроцилиндр 2 (Ц2) - возвратно - поступательное движение стола станка, гидромотор (М) - вращение шлифовального круга.

На циклограмме (рис.1) работы гидропривода наклонные участки означают движение выходного звена двигателя, горизонтальные - его остановки. Римскими цифрами указаны номера переходов, т, - текущее время работы гидросистемы, т_ц - полное время цикла.

Рис. 1 Циклограмма работы гидропривода

Максимальное перемещение штока цилиндра зажима установки , а для цилиндра подачи S". Рабочие усилия на их штоках соответственно равны Р₃ и Р. Полезный момент на валу гидромотора равен М. Скорость движения штока гидроцилиндра подачи скорость вращения вала гидромотора n. Длина всасывающего трубопровода , напорных участков трубопроводов ,, , (см. схему установки).

На участке трубопровод имеет три резких поворота колена (на 90°), на участках , , по два поворота с d/R=0,8 и углом =110°. Длины участков напорных и сливных линий принять одинаковых.

При выполнении курсовой работы необходимо:

Выбрать рабочее давление в системе;

Выбрать гидромотор и определить размеры гидроцилиндра;

Рассчитать расходы в магистралях с учетом утечек жидкости;

Подобрать гидроаппаратуру;

В соответствии с минимальным давлением в системе выбрать кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, по величине которого следует определить тип минерального масла;

В соответствии с номинальным давлением в системе выбрать скорость движения рабочей жидкости в магистралях и рассчитать внутренние диаметры труб;

Рассчитать гидравлические потери давления в трубопроводах и гидроаппаратуре;

Определить необходимое давление насоса с учетом гидравлических потерь давления в гидродвигателях, гидроаппаратуре и трубопроводах;

По давлению и наибольшему расходу в системе подобрать насос или насосы;

10) Определить КПД привода;

11) Определить толщину стенок трубопровода с учетом коэффициента безопасности, а также толщину стенки трубопровода на первом участке с учетом гидравлического удара;

12) Ориентировочно вычислить вместимость бака для рабочей жидкости;

13) Описать правила техники безопасности.



Дано:

Длина штока цилиндра 1 S₃ = 0,1 м,

Длина штока цилиндра 2 S = 0,65 м,

Усилие на штоке гидроцилиндра зажима заготовки (Ц1) р₃=16 кН,

Цилиндра подачи (Ц2) Р = 40 кН.

Скорость штока гидроцилиндра 2 V = 0,03 м/с,

Момент на валу гидромотора М = 12 Нм,

Число оборотов на валу гидромотора n = 960 1/мин.

Циклограмма работы гидропривода см. рис.1.

Время цикла _ц = 135 с.

Распределяется по переходам следующим образом:

₁ = 4,5 с; ₂ = 5.5 c; ₃ = 125 с;

Длины гидролиний: _вс = 0,5 м; ₁ = 1 м; ₂ = 0,5 м; ₃ = 2 м; ₄ = 3м.

Длины напорных и сливных гидролиний равны.

Введение

Гидропривод нашел широкое применение в металлорежущих станках с 20-х годов прошлого века. Такое широкое применение объясняется рядом преимуществ по сравнению с механическими и электрическими приводами (большее быстродействие, возможность бесступенчатого регулирования в широких пределах, относительная простота решения задачи торможения исполнительного органа и защиты системы от перегрузок и т.д.).

В некоторых современных станках с высокой степенью автоматизации цикла работы требуется обеспечить несколько десятков различных движений. Гидропривод позволяет осуществить это, используя один-два насоса и множество разнотипных гидродвигателей. Гидропривод позволяет обеспечить жесткость характеристик и, следовательно, точность изготовления деталей.

К недостаткам гидропривода, ограничивающее использование относятся: меньший по сравнению с электрическими и механическими приводами КПД, который к тому же снижается в процессе регулирования гидропривода, а также по мере выработки его ресурса; условия эксплуатации гидропривода (нагрев жидкости за счет гидравлических сопротивлений) влияют на его характеристики; чувствительность к загрязнению рабочей жидкости и необходимость достаточно высокой культуры обслуживания; относительно высокая стоимость элементов гидропривода.

Наиболее эффективно применение гидроприводов в станках с возвратно-поступательным движением. Так гидроцилиндры применяют в приводах главного движения и подачи протяжных, строгальных, долбежных, шлифовальных, хонинговальных, агрегатных и других станков, а также в многочисленных вспомогательных устройствах.

Гидроприводы вращательного движения (в качестве гидродвигателя применяется гидромотор) используются для вращения револьверных головок, делительных столов, инструментальных магазинов, ходовых винтов.

Для получения возвратно-поворотных движений рабочих органов станков необходимых для управления, деления, поворота, фиксации, крепления и других операций, нашли применение однополостные поворотные гидродвигатели.

Цель работы

Курсовая работа по дисциплине «Гидравлика» выполняется с целью закрепления и углубления теоретических знаний и практических навыков расчетов и проектирования гидропривода.

Выполнение курсовой работы позволяет приобрести опыт при решении конкретных расчетно-конструкторских задач, возникающих при проектировании гидроприводов.

Задача курсовой работы заключается в разработке, расчете и определении основных силовых, энергетических и конструктивных параметров гидравлического привода.

Требования, предъявляемые к гидроприводу станков

Обеспечение широкого диапазона скоростей механизмов подач.

Обеспечение надежности и плавности медленных перемещений.

Регламентация усилий на рабочих органах механизмов зажимов, а также механизмов подач непрочного инструмента.

Обеспечение устойчивости приводов при возмущающих воздействий сил резания.

Обеспечение сложных автоматизированных циклов с возможностью регулирования и контроля по времени, пути, усилию.

Обеспечение возможностей простого обнаружения причин отказов или создание автоматической системы обнаружения отказов.

Оформление комплексов аппаратуры управления гидроприводом в виде гидропанелей, модулей, пригодных для группы станков; использование существующих гидропанелей.

Создание благоприятных условий эксплуатации гидроприводов; освобождение гидросистемы от воздуха, очистка рабочей жидкости и т.п.

Условные обозначения

g - рабочий объем гидромашины;

n - частота вращения;

Q - подача(расход) жидкости;

Р - усилие на штоке;

р - давление;

N - мощность на валу;

N_пол - полезная мощность;

з - полный КПД;

- объемный КПД;

з _м - гидромеханический КПД;

g - утечки;

М - эффективный момент на валу гидромотора;

? - кинематический коэффициент вязкости;

m - отношение диаметра штока к диаметру поршня в гидроцилиндре.

Индексы:

ном - номинальный;

max - максимальный;

min - минимальный

Рис 3. Схема гидромотора

Гидромоторы Г15-22P дополнительно комплектуются регулятором, содержащим гильзу 22, расположенную в корпусе 21, золотник 23, пружину 20 и крышку 26. Масло подводится к гидромотору через отверстия 27 и 28, а отверстия 24 и 25 для подключения линий управления соединяются соответственно с выходом и входом дросселя Др, регулирующего частоту вращения гидромотора. Давление р1 на входе в дроссель стремится сдвинуть золотник 23 влево, а пружина 20 и давление р2 - вправо. Золотник неподвижен, когда выполняется условие: (P1 - P2)f= Р, где f - площадь торцовой поверхности золотника; Р - усилие, развиваемое пружиной 20. Если перепад давления Дрдр = р1 - р2 на дросселе Др возрастает, золотник 23 смещается влево и рабочими кромками дросселирует потоки масла на входе в гидромотор и на выходе из него; если Дрдр уменьшается, соответственно уменьшается дросселирование потоков масла. Таким образом, регулятор автоматически поддерживает постоянным перепад Дрдр, а следовательно, и расход масла, поступающего в гидромотор, в результате чего частота вращения гидромотора мало зависит от нагрузки. Размещение регулятора непосредственно в корпусе гидромотора и одновременное дросселирование потоков масла, поступающего в гидромотор и сливающегося из него, позволяют снизить наименьшую устойчивую частоту вращения.

Описание работы гидропривода

В данной схеме перед всеми гидродвигателями расположены трехкомпозиционные золотники, при среднем положении которых перекрываются окна, соединяющие золотник с напорной линией, что приводит к остановке гидродвигателя. Управление золотника электрическое от толкающего электромагнита переменного или постоянного тока.

Получив сигнал, золотник цилиндра 1 перемещается, соединяя напорную линию с камерой гидроцилиндра, благодаря чему начинает двигаться поршень со штоком. В конце хода штока срабатывает конечный выключатель реле давления (на схеме не показан). Золотник цилиндра 1 перемещается в нейтральное положение, а золотники цилиндра 2 и гидромотора переместятся. В результате - стол станка под действием штока цилиндра начнет совершать вместе с закрепленной деталью возвратно -поступательное движение, а вращающийся от привода гидромотора шлифовальный круг одновременно начнет шлифовать деталь. После сработки реле времени (обычно используют электрические реле) золотники цилиндра 2 и гидромотора возвратятся в нейтральное положение, прекратив работу цилиндра 2 и гидромотора.

Затем срабатывает золотник цилиндра 1, соединяя напорную линию с правой камерой цилиндра. Шток подойдет справа налево, разжимая деталь. Таким образом, для цилиндра 1 контроль осуществляется по давлению, а для цилиндра 2 и гидромотора - по времени.

1. Выбор рабочего давления в системе

Для гидроцилиндра подачи при Р=40 кН согласно таблице 10 принимаем давление на выходе из насоса 6,3 МПа.

Рабочее давление в полости цилиндра р = (0,8...0,9)р_н

Принимаем

р = 0,9·р_н = 0,9·6,3 = 5,67 МПа

Рабочая площадь поршня гидроцилиндра

F_раб = Р/р = 4 · 10⁴ / 5,67 · 10⁶ = 0,007055 м²

Гидроцилиндр подачи является гидроцилиндром с двусторонним штоком. Для определения диаметра поршня по таблице 12 для Р=40 кН и р=6,3 МПа находим

m = d²_шт / D = 0,5.

Тогда диаметр поршня

D = 2= 2= 0,109м,

Диаметр штока

d_шт = 0,5D = 0,5 0,109 = 0,0545 м

По ГОСТ 12447-80 округляем полученные расчетные значения

D и d_шт до ближайших больших величин.

Имеем D=110 мм, d_шт =56 мм.

Для округленных величин диаметров поршня и штока находим площадь рабочей части поршня

F_pa6 = (D² - ) =(0,110² - 0,056²) = 0,00704 м²

Задаваясь минимально необходимой разностью давлений 0,5 МПа в цилиндрах подачи и зажима, определяем рабочее давление масла в цилиндре зажима.

р₃ = р - 0,5 = 6,3 - 0,5 = 5,8 МПа

Тогда

р_н=1,1• р₃ =1,1•5,8 = 6,38 МПа

Площадь рабочей части поршня зажимного цилиндра

F₃ = Р₃/р₃ = 1,6 • 10⁴ / 5,8 • 10⁶ = 0,002759 м²

Диаметр поршня

D₃ = 1,1 29 ₃ = 1,129 = 0,0593 м

По ГОСТ 12447-80 принимаем D₃ = 0,063 м

При р₃=5,8 МПа диаметр штока d_шт = 0,5 • D = 0,5 • 0,063 = 0,0315 м

По ГОСТ 12447-80 принимаем d_шт = 0,032 м

Уточняем рабочие площади поршней в безштоковой F₁ и штоковой F₂ полостях.

F₃₁ = = = 0,0031 м²

F₃₂ = = = 0,0023 м²

2. Необходимый расход рабочей жидкости

Зажим заготовки

Q₃₃ =F₃₁ • S₃ /(₂ - ₁) = 0,0031• 0,1/(5,5 - 4,5) = 0,00031 м³/с

Рабочая подача

Q_рп = F_раб • V = 0,007055 • 0,03 = 0,00021 м³/с

Учитывая постоянную настройку дросселя принимаем расход при разжиме детали

Q_рп = Q₃₃ = 0,00021 м³/с

3. Параметры гидромотора

Из таблицы 3 выбираем гидромотор с наиболее близкими параметрами к заданным. Это гидромотор аксиально-поршневой типа Г15 наиболее рекомендуемый к использованию в станочных гидроприводах.

Выбираем гидромотор Г15-22Р с параметрами: q = 20 см³; М = 17 Hм; n_min = 30 об/мин; n_ном = 960 об/мин; р_ном = 6,3 МПа; з_м = 0,91; з = 0,89.

Находим объемный КПД гидромотора

з_о = = 0.978

Расход жидкости через гидромотор

Q_{м =} q • n?з_o = = 0,000327 м³ /с

4. Предварительный выбор насоса

При работе цилиндра зажима подача насоса; не учитывая внутренние утечки, должна быть не менее 0, 00021 м³/с.

При рабочей подаче одновременно работают гидроцилиндр Ц2 и гидромотор. В этом случае подача насоса должна быть равна

= Q_рп + Q_м = 0,00021 + 0,000327 = 0,000537 м³ /с.

Расходы жидкости в период зажима заготовки и в период рабочей подачи значительно разнятся. Поэтому в данном случае рационально для сокращения потерь мощности использовать двухпоточные насосы, которые с помощью разделительной панели автоматически переключаются в зависимости от рабочего давления в тот или иной переход цикла обработки.

Поскольку суммарное время зажима и разжима невелико (11 с) выбираем для всего цикла работы один насос. Из таблицы 1 выбираем пластинчатый насос типа Г12-54АM с параметрами:

Q=53 л/мин (0,000883 м³/с);

Q=44 см³;

n=1500 1/мин;

р_ном=6,3 МПа;

з_o=0,86; з=0,74.

5. Полезная мощность гидродвигателей. Зажим заготовки

N₃=p₃ • S₃ / (₂ - ₁) = 16000 • 0,1 / 1 = 1600 Вт

Цилиндр рабочей подачи

N_pn = Р • V = 40000 • 0,03 = 1200 Вт

Принимаем усилие разжима детали 0,2 • р₃.

Разжим детали

N_рд = 0,2р₃ • S_рд / (_ц - ₃) = 0,2 • 16000 • 0,1 / 10 = 32 Вт

Полезная мощность гидромотора

N_м = М • 2рn = 12 • 2 • 3,14 • = 1206 Вт = 1,2 кВт

Мощность на валу насоса равна

N_в =

В период работы гидроцилиндра 1 (зажим и разжим детали)

= = 1975 Вт

В период рабочей подачи

= = 3801 Вт

Определяем КПД по переходам

з₁ = 0 (исходное положение - гидродвигатели не работают)

з₂ = = = 0,008

з₃ = = = 0,633

з₄ = = = 0,016

Общий КПД гидропривода

6. Выбор гидроаппаратуры

Перед всеми гидродвигателями в данной системе устанавливаем золотники типа ПЕ6, согласно таблице 5, с диаметром условного прохода D_у=6 мм, номинальным расходом Q_ном= 10 - 12,5 л/мин, номинальным давлением р_ном=32 МПа.

Принимаем предохранительный клапан Г54-32М со следующими параметрами: D_у=10 мм, Q_ном= 10 - 12,5 л/мин, Q_min = l л/мин, р_ном = 20 МПа, номинальное давление настройки: 1; 2,5; 6,3; 10; 20 МПа [1].

Для регулирования расхода и стабилизации скорости на напорной гидролинии после предохранительного клапана ставим дроссель типа ДК-20 с Q_ном =63 л/мин, Q_min = 3 л/мин, р_ном =32 МПа, D_у =20 мм.

Для очистки рабочей жидкости ставим два фильтра: один на всасывающей, другой на напорной трубе.

На всасывающей трубе подбор фильтра производится по паспортному значению подачи насоса с учетом его утечек

 = = 0,000549м³ / с.

Выбираем фильтр типа ФВСМ-32-80/0,25 с параметрами:

D_y = 32 мм, номинальная тонкость фильтрации k=80 мкм,

Q = 40 л/мин = 0,00067м³ / с.

Напорный фильтр выбираем по Q, р_ном и k. Поскольку для гидросистемы был выбран пластинчатый насос Г12-54АМ, то согласно таблицы 2 максимально допустимая тонкость фильтрации для данного насоса равна k=10 мкм.

По таблице 7 выбираем 2 фильтра 2ФГМ12-10 с параметрами:

Q_ном =25 л/мин = 0,000417 м³ /с, р_ном = 6,3 МПа, k = 10 мкм, D_у=16 мм.

Выбор рабочей жидкости.

По таблице 11 в зависимости от рабочего давления выбираем рекомендуемый диапазон значений кинематического коэффициента вязкости. Так при р=1,6...6,3 рекомендуется использовать рабочие жидкости с вязкостью х=20...40 мм² /с .

По таблице 1 выбираем минеральное масло марки ИГП-30 с интервалом вязкости 28-31 мм² /с. Принимаем х=30 мм² /с = 30•1 м² /с. Плотность ИГП-30 равна с = 885 кг/м³.

7. Расчет и выбор гидролиний

По таблице 13 находим рекомендуемую максимальную величину скорости движения рабочей жидкости в напорной гидролинии. Для р_ном = 2,5...6,3 МПа V=2,5...3,2 м/с. Принимаем скорость жидкости в напорной гидролинии V=3 м/с, скорость в сливной гидролинии принимаем равной 2 м/с, а во всасывающей 1 м/с.

Определение внутренних диаметров гидролиний:

Всасывающая гидролиния

dвс = 1,13= 1,13 = 0,0265 м

Напорная гидролиния

d1 = 1,13 = 1,13 = 0,0094 м

Сливная гидролиния 1

d1сл = 1,13 = 1,13 = 0,0116 м

Напорная гидролиния 2

d2 = 1,13 = 1,13 = 0,0115 м

Сливная гидролиния 2

d2сл = 1,13= 1,13 = 0,0141 м

Напорная гидролиния 3

d3 = 1,13 = 1,13 = 0,0094 м

Сливная гидролиния 3

d3сл = 1,13 = 1,13 = 0,0116 м

Напорная гидролиния 4

d4 = 1,13 = 1,13 = 0,0118 м

Сливная гидролиния 4

d4сл = 1,13 = 1,13 = 0,0144 м

Полученные значения диаметров округляем по ГОСТ 16516-80.

Имеем: d1 = 0,010 м; d1сл = 0,012 м; d2 = 0,012 м;

d2сл = 0,016 м; d3 = 0,010 м; d3сл = 0,012 м;

d4 = 0,012 м; d4сл = 0,016 м; dвс = 0,032 м.

По уточненным значениям диаметров определяются фактические скорости во всех трубопроводах.

Для всасывающего трубопровода

Vвс = = • = 0,683 м / с

Для напорной гидролинии 1

= = = 2,675 м/с

Сливная гидролиния 1

= = = 1,858 м/с

Напорная гидролиния 2

V2 = = 2,742 м/с

Сливная гидролиния 2

V2сл = = = 1,543 м/с

Напорная гидролиния 3 и сливная гидролиния 3

V3 = V2 = 2,742 м/с, V3сл = V2сл = 1,543 м/с

Напорная гидролиния 4

V4 = = = 2,893 м/с

Сливная гидролиния 4

V4сл = = = 1,627 м/с

8. Определение потерь давления на участках гидросистемы

Потери давления во всасывающей гидролинии:

Число Рейнольдса

Re = = = 728

режим ламинарный, т.к. Re = 728 <Reкp = 2300.

Коэффициент гидравлического трения для ламинарного режима

= = = 0,103

Потери давления, по длине всасывающей гидролинии

pдл.вс = = 0,103885 = 332 Па

Местные потери давления:

На всасывающей трубе установлены два концевых соединения, коэффициенты которых, как и у других местных сопротивлений берем по таблице 14.

рмвс = = 0,2 = 82 Па

На всасывающей трубе установлен всасывающий фильтр, потеря давления которого, как и для других гидроаппаратов, определяется по таблице 8.

рвс=7000 Па.

Общие потери на всасывающей трубе

рвс=332+82+7000=7414 Па.

Считая, что насос установлен на уровне жидкости в баке, имеет h=0 (h - высота всасывания) то:

рвс 0,02 МПа

В нашем случае это неравенство соблюдается

0,007 0,02 МПа,

т.е. отсутствует угроза возникновения кавитации.

Потери давления в напорной гидролинии 1

Число Рейнольдса

Re = = = 892

т.е. режим ламинарный

= = = 0,084

Потери давления по длине

pдл1 = 0,084 885 = 26597 Па

Местные потери давления.

На участке трубопровод имеет три резких поворота колена

pмвс = = 3 885 = 10449 Па

На участке установлены 2 фильтра 2ФГМ12-10, дроссель типа ДК 20 и предохранительный клапан типа Г54-32М (см. табл. 6 и 8), имеем

УДрап=Дрф+Дрдр+Дркл=2• (1•10)5 +3•105 +2•105 = 6•105 Па = 0,7 МПа

Общие потери на участке напорной гидролинии 1

УДр1 = Дрдл + Дрм + Драп = 0,0266 + 0,0104 + 0,7 = 0,737 МПа

Потери давления в сливной линии 1:

Число Рейнольдса

Re = = = 743

т.е. режим ламинарный

= = = 0,101

Потери давления по длине

Дрдл.сл = с = 0,101 885 = 12857 Па

Местные потери давления.

Дрмсл = У???? = 3 • 1,1 • 885 • = 5041 Па

Гидроаппаратура на сливной гидролинии отсутствует.

Общие потери на сливной линии 1

У Др1сл=Дрдл.сл+Дрм.сл+Дрф= 0,0128+ 0,005 = 0,0178 МПа

Потери давления в напорной гидролинии 2:

Число Рейнольдса

Re = = =1097

Режим ламинарный

= = = 0,07

Потери давления по длине

Дрдл = = 0,07 885 = 9704 Па

Местные потери давления.

На участке имеются два поворота трубопровода с d/R=0,8 и углом =110°.

Коэффициент сопротивления при повороте на 90° определим по формуле 5 (табл. 14).

 = 0,051 + 0,19• = 0,051 + 0,19 • 0,8 = 0,20

=f(

где f( берется по таблице в зависимости от угла , при =110° f(

=0,20 1,1=0,22

Дрм = 2 0,22 885 = 1464 Па

Потери в гидроаппаратуре.

Из гидроаппаратуры на линии установлен лишь один гидрораспределитель.

Принимаем Драп=1• 105 МПа.

Потери давления на сливной гидролинии 2:

Число Рейнольдса

Re = = =823,

Режим ламинарный

= = = 0,091

Потери давления по длине

= =0,091 885 = 2996 Па

Местные потери

= У=2•0,22885• = 463 Па

Гидроаппаратура на данной гидролинии - гидрораспределитель.

Общие потери

У = + + = 0,002996 + 0,000463 + 0,1 = 0,103 МПа.

Потери давления на напорной линии 3:

Re3 =Re2=1097, = 0,07

Потери давления по длине

= = 0,07 885 = 46577 Па

Местные потери

==1464 Па

Потери давления в гидроаппаратуре:

На напорной гидролинии перед гидроцилиндром 2 установлен гидрораспределитель

рап = 0,1 МПа

Общие потери на напорной гидролинии 3

Ур3 = + + рап = 0,0466 + 0,0015 + 0,1 = 0,1481 МПа

Потери давления на сливной линии 3:

Re3сл = Re2сл = 823, = 0,091

Потери по длине

= = 0,091 885 = 15978 Па

Местные потери

= = 463 Па

Из гидроаппаратуры на данной линии установлен гидрораспределитель.

Общие потери на сливной линии 3

Ур3сл = + рап= 0,016+0,00046+0,1= 0,1165 МПа

Потери давления на напорной линии 4:

Число Рейнольдса

Re= = = 1157,

= = = 0,065

Потери давления по длине

= =0,065 885= 60182 Па

Местные потери

= У = 2 0,22 885 = 1629 Па

Потери давления в гидроаппаратуре (гидрораспределитель):

рап = 0,1 МПа

Общие потери на напорной гидролинии 4

Ур4 =+ +рап =0,0602 + 0,00163 + 0,1 = 0,162 МПа

Потери давления на сливной линии 4:

Re = = = 868,

= = = 0,086

Потери давления по длине

= Р = 0,086 885 = 18888 Па

Местные потери

= У = 20,22885 = 515 Па

Из аппаратуры на данной гидролинии установлен только гидрораспределитель. Тогда общие потери давления на сливной гидролинии 4 равны:

Ур4сл = + + рап = 0,0189 + 0,000515 +0,1 = 0,119 МПа

9. Проверка баланса потерь давления в гидролиниях 3 и 4

Потери давления в гидролиниях 3 и 4 должны быть одинаковыми, т.к. эти гидролинии соединены параллельно.

Имеем

ра = р3н + рц + р3сл; рб = р4н + рц + р4сл,

причем ра = рб, где рц - потеря давления в гидроцилиндре, рм - потеря давления в гидромоторе.

рц = = = 5,68 МПа

рм= = = 3,8 МПа

ра = 0,1481 + 5,68 + 0,1165 = 5,94 МПа;

рб = 0,162 + 5,68 + 0,119 = 5,96 МПа

т.е. невязка составляет 0,3%.

10. Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса

Для случая работы цилиндра 1.

Перепад давления в цилиндре 1

рц = = = 5,16 МПа

Давление на выходе насоса при работе цилиндра 1

рн=рц+р1н+р1сл+р2н+р2сл=5,16+0,737+0,0178+0,1+0,103=

=6.12МПа

В случае рабочей подачи

рн = р6 + р1н + р1сл = 5,96 + 0,737 + 0,0178 = 6,7 МПа

Для случая рабочей подачи по сравнению с ранее принятым (рн=5,67 МПа) давление на выходе из насоса оказалось больше, т.к. предварительно принятые потери давления в гидроприводе (0,1рн) оказались заниженными.

Поскольку расчетное давление на выходе из насоса не превысило рном=6,3 МПа выбранного насоса, то на этом расчеты по определению рн заканчиваются.

Давление настройки предохранительного клапана для гидроприводов среднего давления принимают

ркл =1,1рн =1,1 6,7 = 7,37 МПа

Полученное расчетное давление ркл обычно округляют до ближайшего большего целого по шкале манометра, поэтому принимаем

р_кл = 8 МПА (70 кгс/см²).

11. Определение производительности насоса

Для определения производительности насоса, необходимо установить на каком переходе расход рабочей жидкости в системе будет наибольший. В нашем случае наибольший расход приходится в период рабочей подачи. Тогда

Qн = + + 2qр + qкл ,

где Qц2 - расход жидкости через цилиндр зажима, Qм - расход через гидромотор, - объемный кпд цилиндра (при уплотнении поршня кольцами = 0,98...0,99), - объемный кпд гидромотора (берется по каталогу для данного типа гидромотора), qp - утечки в гидрораспределителе (выбирается по таблице 9).

Имеем = 0,00021 м3/с, Qм/ = 0,000327 м3/с (вычислено ранее), = 0,99, qкл = 90 см3/мин=1,510-6 м3/с, qp = 500 см3/мин = 8,3310-6 м3/с.

Фильтры и дроссели утечек жидкости не имеют.

Тогда

Q=+32710 -6 +28,3310 -6+1,510 -6=34310 -6 = 0,000557м3 /с

что не превышает производительности предварительно выбранного насоса Г12-54АМ QH =23 л/мин = 0,000883 м3/с.

12. Определение минимально допустимой толщины стенки трубопровода

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода равна

=

где k6 - коэффициент безопасности, примем k6 = 4 как для участка с плавноизменяющимся давлением, = 140 МПа - предел прочности на растяжение материала из стали 20.

Для напорной гидролинии 1 давление р=6,3 МПа, диаметр d=10 мм.

Тогда толщина стенки напорной гидролинии 1 равна

= = 4 = 0,9 мм

Определим толщину стенки на первой гидролинии в случае возникновения гидравлического удара.

Повышение давления при гидроударе вычисляем по формуле

р_уд =

где Е_ж=1,610³ МПа - модуль упругости минерального масла; Е_тр = 2,210⁵ МПа - модуль упругости для стали, V=2,675 м/с - скорость движения жидкости до гидроудара.

Будем иметь

р_уд = 885 2,675 = 3,06 МПа

Толщина стенки

= = 6 = 2 мм

где k_б = 6 при пульсациях и пиках давления.

13. Ориентировочное определение вместимости бака для рабочей жидкости

Ориентировочно вместимость бака определяется из условия

W=(120...180)Q_H

Принимаем

W=150Q_H=1500,000883=0,1325 м³

По ГОСТ 13824-80 вместимость гидроемкости округляем до ближайшего большего значения.

Окончательно имеем W=0,160 м³.

14. Общие требования безопасности к конструкции объемных гидроприводов

В соответствии с ГОСТ 12.2.040-79 следует:

1. Конструкцией гидроприводов должны быть исключены представляющие опасность для обслуживающего персонала перемещения выходных звеньев гидродвигателей в любые моменты цикла работы (при переключении аппаратов, пуске и разгрузке насосов и т.п.)

При необходимости фиксирования в заданном положении выходных звеньев гидродвигателей в гидроприводах должны быть установлены гидрозамки или другие фиксирующие устройства.

Гидроприводы с аккумуляторами должны иметь предохранительные устройства, обеспечивающие защиту гидроаккумулятора от перегрузки, и устройства, обеспечивающие отключение гидроаккумулятора от гидросистемы и соединение его жидкостной полости со сливной гидролинией.

Внутренние полости гидробаков и смазочных баков должны быть доступны для осмотра, очистки и промывки.

Соединения трубопроводов и рукава должны быть доступны для наружного осмотра. Конструкцией системы должны быть исключены трение, скручивание, недопустимые перегибы и напряжения рукавов при перемещении подвижных частей системы и машин.

Трубопроводы и гидроцилиндры должны быть спроектированы так, чтобы в них не возникали недопустимые напряжения в результате температурных деформаций. При прокладке трубопровода не допускается его крепление с помощью сварки.

Пневмогидроаккумуляторы следует заряжать азотом и инертным газом.

Если ограничение конечного положения гидродвигателя осуществляется электрическими конечными выключателями и перемещение за конечное положение, может быть вызвана авария или создана опасность для обслуживающего персонала, то для ограничения хода должны быть установлены дополнительные устройства.

Электрооборудование систем, работающих на минеральных маслах, должно иметь степень защиты не ниже 1Р44 по ГОСТ 14254.

Направление перемещения органов управления должно соответствовать требованиям ГОСТ 9146.

Конструкция систем управления должна исключить самопроизвольное включение гидропривода под действием их собственного веса или вибрации.

Открытые движущие части систем и устройств, расположенные на высоте до 2,5 м от уровня площадки обслуживания, должны быть закрыты сплошным или сетчатым ограждением со стороной ячеек не более 10 мм, за исключением мест, ограждение которых не допускается их функциональным назначением (например, шток цилиндра протяжного станка)

Системы должны иметь предохранительные клапаны или другие устройства, предохраняющие от повышения давления в системе выше значения, установленного в стандартах или технических условиях.

Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих или вызвать аварию машины, в состав которой входит система, то должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая машину при снижении давления ниже нормативного. При этом должны отключаться такие устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования работающих (зажимные, тормозные устройства и т.п.).

Системы должны быть снабжены манометрами или другими устройствами для контроля и регистрации давления.

На шкале или корпусе манометра, постоянно показывающего давление в одной точке системы, должна быть нанесена красная метка, соответствующая наибольшему или наименьшему допускаемому давлению в этой точке.

Гидроприводы с несколькими насосами должны иметь блокировки, исключающие появление вредных и опасных факторов в случае остановки одного из насосов или изменения последовательности работы.

На устройствах, допускающих только одностороннее вращение или направление потока рабочей жидкости, следует обозначить стрелкой или надписью, или другим условным обозначением.

Заземление систем должно соответствовать требованиям ГОСТ 12.2.007 и ГОСТ 21130.

20. Если гидропривод имеет специальную систему для аварийной остановки в случае неправильной работы гидропривода, то эта система должна соответствовать следующим требованиям:

Не должна представлять опасности для обслуживающего персонала;

Должна работать независимо от состояния остального гидропривода, в том числе от регулирования гидропривода.

гидропривод станок насос трубопровод

Список литературы

Свешников В.К. Станочные гидроприводы, Справочник. - М.: Машиностроение, 1995.

Свешников В.К. Станочные гидроприводы, Справочник. - М.: Машиностроение, 2004.

Бровченко П.Н., Лапин И.И., Палей Г.Э. Гидроприводы металлообрабатывающих станков, Учебное пособие - Челябинск: ЮУрГУ, 2004.

Симанин НА. Основы расчета и проектирования гидроприводов станочного оборудования. - Пенза: ПГУ, 1999 -177с.

Гидравлическое оборудование: Отраслевой каталог. - М.: ВНИИТЭМР, 1999

Гидравлическое и пневматическое оборудование. Номенклатурный каталог. - М.: ВНИИТЭМР, 1995

ГОСТ 12445-80

ГОСТ 12446-80

ГОСТ 12447-80

ГОСТ 12448-80

ГОСТ 13824-80

ГОСТ 13824-90

Размещено на Allbest.ru