Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами, расположенными горизонтально

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.

1. Составление расчетных схем. Определение сил, действующих на гидроцилиндры

1.1 Расчетная схема одноштоковогоцилиндра Ц1, расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)

Рисунок 1.2 - Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях

На цилиндр будут действовать сила трения, сила инерции и усилие .

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=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

где m - масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

а - ускорение, ;

При РП1 и РП2 ускорение будет равно:

.

Ускорения очень малы, поэтому силой инерции пренебрегаем

,

где усилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

1.3 Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)

Рисунок 1.3 - Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром отводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения.

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

Где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

a - ускорение, ;

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

Соответственно наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц1, равна:

.

1.4 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)

Рисунок 1.4 - Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром подводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения.

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

Где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

a- ускорение, ;

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

1.5 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)

Рисунок 1.5 - Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях

На цилиндр будут действовать сила трения, сила инерции и усилие .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

а- ускорение, ;

При РП1 и РП2 ускорение будет равно:

.

Ускорения очень малы, поэтому силой инерции пренебрегаем

,

гдеусилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

1.6 Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)

Рисунок 1.6 - Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром отводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения.

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

Где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

a - ускорение, ;

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

Соответственно наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц2, равна:

.

1.7 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.

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

Где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f-коэффициент трения; f=0,1.

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

a- ускорение, ;

где сила упругости пружины при быстром подводе, Н; .

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

1.8 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.

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

где

сила упругости пружины при зажиме, Н; .

усилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

При разжиме цилиндра:

Соответственно наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц3, равна:

.

2. Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей

Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода, рабочих перемещений по формуле:

Тогда:

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:

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:

лмин;

Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора и слива:

лмин;

лмин;

3.3 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц3

Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода, рабочих перемещений по формуле:

Тогда:

При быстром подводе:МПа;

При зажиме:МПа;

Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле:

где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра, лмин.;

S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм2;

v - скорость движения поршня силового цилиндра, ммин.

Максимальный расход жидкости для быстрых перемещений:

лмин;

Найденные значения перепадов давления и расходов изображаем на графиках (рис. 3.1)

Рисунок 3.1 - Графики зависимости перепадов давления и расходов от времени

4. 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=2,5 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 м/мин регулируется ДРК (Q=23,12 л/мин, включены ЭМ9 и ЭМ11).Быстрый подвод Ц1 Vб.п.=10 м/мин регулируется ДР2 (Q=50,24 л/мин, включен ЭМ1).Рабочая подача-1 Ц1 Vр.п. =0,2 м/мин регулируется РР1 (Q=1,005 л/мин, включены ЭМ1 и ЭМ5).Рабочая подача-2 Ц1 Vр.п. =0,25 м/мин регулируется РР2 (Q=1,256 л/мин, включены ЭМ1 и ЭМ6).Быстрый отвод Ц1Vб.п.=10 м/мин регулируется ДР1 (Q=37,68 л/мин, включен ЭМ2).Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=10 м/мин регулируется ДР4 (Q=58,8 л/мин, включен ЭМ3).Рабочая подача-1 Ц2Vр.п. =0,3 м/мин регулируется РР3 (Q=1,76 л/мин, включены ЭМ3 и ЭМ7).Рабочая подача-2 Ц2Vр.п. =0,4 м/мин регулируется РР4 (Q=2,36 л/мин, включены ЭМ3 и ЭМ8).Быстрый отвод Ц2Vб.п.=10 м/мин регулируется ДР3 (Q=58,8 л/мин, 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.

5. 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 50?С равную 28..31 мм2/с;

- плотность 885 кг/м3;

- температура вспыхивания 200?С;

- температура застывания -15?С.

Степень очистки обеспечивается фильтрами:

Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5/200:

номинальная пропускная способность 100л/мин

диаметр условного прохода 20мм

номинальная тонкость фильтрации 5мкм

Фильтр ФС в сливной линии0,16 А С42-53:

номинальная пропускная способность 100л/мин

диаметр условного прохода 20мм

номинальная тонкость фильтрации 160мкм

6. 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]:

Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5/200:

номинальная пропускная способность 100л/мин

диаметр условного прохода 20мм

номинальная тонкость фильтрации 5мкм

Фильтр ФС в сливной линии0,16 АС42-53:

номинальная пропускная способность 100л/мин

диаметр условного прохода 20мм

номинальная тонкость фильтрации 160мкм

Регулятор расхода РР1…РР4 МПГ55-22:

диаметр условного прохода 10мм

расход масла: максимальный 25л/мин

минимальный 0,04л/мин

Гидрораспределитель Р1, Р2 типа Р203-АЛ-575-Р-Г220-50Ш:

диаметр условного прохода 20мм

расход масла: максимальный 170 л/мин

номинальный 160л/мин

Гидрораспределитель Р3, Р4 типа Р203-АЛ-64А-Р-Г220-50Ш:

диаметр условного прохода 20мм

расход масла: максимальный 170 л/мин

номинальный 160л/мин

Гидрораспределитель Р5, Р6 типа Н102-ЕЛ-573-P-Г220:

диаметр условного прохода 10мм

расход масла: максимальный 70 л/мин

номинальный 40л/мин

Пилоты типа ПЕ644 В 220Н УХЛ4:

расход масла: максимальный 10-12,5 л/мин

номинальный 10-12,5л/мин

Дроссель ДР1…ДР4 типа ПГ 77-14:

диаметр условного прохода 16мм

расход масла: максимальный 80 л/мин

номинальный 63л/мин

Дроссель ДРК с ОК типа ПГ 55-62:

диаметр условного прохода 10мм

расход масла: максимальный 32 л/мин

минимальный 0,08л/мин

Предохранительный клапан КП1, КП2 типа 20-10-1К-УХЛ4:

расход масла: максимальный 140 л/мин

номинальный 100л/мин

Клапан обратный К01…К04 типа Г51-31:

номинальный расход масла: 16 л/мин

Клапан обратный К05типа Г51-32:

номинальный расход масла: 32 л/мин

Монометр типа МТИ-1246:

максимальное давление: 10 МПа

Реле давления БПГ 62-11:

диапазон давления 0,8…10 МПа

Переключатель манометра типа ПМ-320:

номинальное давление: 32 МПа

7. 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 1,0... 1,5 м/с, в сливных 2 м/с и в напорных 3...5 м/с.

Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам [1, c. 44]:

и

где dHи dc- внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;

и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;

VHи Vc- средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.

7.1 Одноштоковый гидроцилиндр Ц1

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

где -максимальный расход рабочей жидкости трубопровода, л/мин;

v-средняя скорость потока рабочей жидкости, м/мин.

Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий м/мин;для сливных м/мин. Тогда:

;

мм

Принимаем мм, мм.

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 сталь20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.

-коэффициент безопасности.Принимаем =3.

Напорная линия:

мм

Принимаем мм.

Сливная линия:

мм

Принимаем мм.

7.2 Двухштоковый гидроцилиндр Ц2

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

где -максимальный расход рабочей жидкости трубопровода, л/мин;

v-средняя скорость потока рабочей жидкости, м/мин.

Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий м/мин;для сливных м/мин. Тогда:

;

мм

Принимаем мм, мм.

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.

Напорная линия:мм

Принимаем мм.

Сливная линия:мм

Принимаем мм.

7.3 Двухштоковый гидроцилиндр Ц3

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

где -максимальный расход рабочей жидкости трубопровода, л/мин;

v-средняя скорость потока рабочей жидкости, м/мин.

Т.к. цилиндр Ц3 одностороннего действия, то рассматриваем только напорную линию. Принимаем среднюю скорость потока для напорных линий м/мин. Тогда:;

Принимаем мм.

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.

Напорная линия:

мм

Принимаем мм.

8. 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:

, [1, c.46]

где -расход рабочей жидкости при рабочем ходе, л/мин.;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

=30мм2/с- кинематическая вязкость рабочей жидкости.

Напорная линия:

Сливная линия:

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

трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:

где и - числа Рейнольдса для линии напора и слива;

и -коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора и слива.

Напорная линия:

Сливная линия:

Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах [1, c.46]:

где -плотность рабочей жидкости, кг/м3;

QP- рабочей жидкости при рабочем ходе, л/мин.;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

коэффициент сопротивления трения;

длина трубопроводов,мм.

По заданию длины трубопроводов 8м;8м;

Напорная линия:

МПа;

Сливная линия для:

МПа

Определяем потери в направляющей гидроаппаратуре:

Распределитель Р2

напорная линия МПа;

Распределитель Р4

напорная линия МПа;

Расчет фактических потерь давления для остальных гидроаппаратов определяется по формуле:

Регулятор расхода:

МПа;

Клапан предохранительный:

МПа;

Фильтр сливной:

МПа;

Фильтр напорный:

МПа;

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.

Местные потери:

где - суммарный коэффициент местных потерь.

МПа

МПа

Потери давления в напорной линии:

=0,0021+0,000032+0,0012+0,009+0,000065=0,0123 МПа;

Потери давления в сливной линии:

=0,0008+0,000023+0,023+0,00013+0,00236=0,0263 МПа;

Рассчитывается наибольшее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа и определяется для двухштоковых цилиндров:

,[1, c.50]

где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;

- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе.

Для рабочего гидроцилиндра рабочей подачи:

Мпа;

По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан, то есть:

;

МПа,

принимаем МПа.

9. 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:

10. Выбор насоса, расчет мощности и выбор приводного электродвигателя

Выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос Г12-24М, со следующими характеристиками:

рабочий объём, см380;

номинальная частота вращения, мин-1960;

номинальная подача, л/мин66;

номинальная мощность, кВт 8,8;

полный К.П.Д. 0,77;

номинальное давление на входе, МПа6,3;

Потребляемая насосом мощность определяется по формуле [1, c.52]:

По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6

(NH=4кВт, n=1000 мин-1).

11. Определение КПД гидравлического привода

К.П.Д. определяется по формуле [1, c.54]:

где - полезный перепад давления, МПа;

- рабочий расход, л/мин;

ti - время работы исполнительного органа в течение цикла, мин;

При КП1 (Р=2,5 МПа):

Принимаем %.

При КП2 (Р=8 МПа):

Принимаем %.

12. Тепловой расчет гидропривода

Среднее количество теплоты, выделяемое гидросистемой в единицу времени, равно [1, c. 55]:

Поверхность измерения бака [1,c.55]:

где С -разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды;

-коэффициент теплопередачи бака;

Объем 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.

13. 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, втулок10,11 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 16,17,18 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

Литература

1. Глубокий В.И. Расчет гидроприводов. Методическое пособие по курсовому проектированию. - Мн.: БГПА., 1992.

2. Якимович А.М., Клевзович В.И., Бачанцев А.И. Проектирование гидравлических приводов: Метод. Пособие к выполнению курсовых работ. - Мн.: БНТУ, 2002. - 71 с.

3. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1982.

Размещено на Allbest.ru