Разработка гидропривода подачи силовой головки агрегатного станка

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Разработка гидропривода подачи силовой головки агрегатного станка

Разработка гидропривода подачи силовой головки агрегатного станка

Принимаем трапецеидальный закон изменения скорости выходного звена, т. е. разгон и торможение штока происходит с постоянным ускорением за время:

tp = tт = 0,2.t,

tp = tт = 0,2.1.33 = 0.266 с.

Определяем максимальную скорость перемещения штока:

,

где k1- коэффициент пропорциональности k1=0,1-0,2. Принимаем k1=0,2

.

Ускорение штока при равноускоренном движении:

Определяем полную внешнюю нагрузку Fп на штоке:

Fп = mп. a + Fнагр,

Fп = 500 .0.703 + 6000 = 6351 Н.

Мощность N, необходимая для получения требуемого закона движения:

N = Fп. vmax,

N = 6351 .0,187 = 1,19 кВт.

Выбираем в качестве уплотнений подвижных соединений гидроцилиндра эластичные манжеты, при это механический КПД принимаем мех=0,8. Принимаем в первом приближении гидравлический КПД привода гидр=0,8. Мощность привода менее 5 кВт.Выбираем номинальное давление рн=4,0 МПа.т.к. оно обеспечивает заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

Площадь F поршневой камеры определяем из формулы:

F = Fп /pн. гидр. мех,

F = 6351/0,8.0,8.4.106 = 0,24.10-2 м2.

Определяем необходимый диаметр D поршня:

Из номинального ряда по ГОСТ 12447-80 диаметр составит D=56мм.

Уточним площадь поршневой камеры:

F = . 0,0562/4=24.6 .10-4 м2.

Диаметр штока определим по формуле:

d = 0,5 . D

d = 0,5 . 0,056 = 0,028 м.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда:

d = 28 мм.

Определяем коэффициент отношения площадей:

=1-(d/D)2

=1-(28/56)2=0,75.

Для уплотнения поршня используем две манжеты 50 х 40 с шириной l1=7 мм, для уплотнения штока - две манжеты 35 х 25 с шириной l2=7 мм. Принимаем контактное давление pк=0,2 МПа, коэффициент трения резины fтр=0,3. По формуле определяем силу трения РF, возникающую в уплотнениях гидроцилиндра:

РF1.D.fтр.pк.n,

где n- число манжет.

РF1=3,14.0,056.0,007.0,3.0,2.106.2 = 147,7 Н.

РF2=3,14.0,028.0,007.0,3.0,2.106.2 =73,85 Н.

Суммарная сила трения составит:

РF=147,7 +73,85 = 221,55 Н.

2.2 Гидравлический расчет

На данном этапе определим проходные сечения магистралей (трубопровод) и гидроаппаратов, а также гидравлических потерь давления при течении рабочей жидкости. Определим необходимый расход для напорной Qд и сливной Qс магистралей, принимая объемный КПД равный о=0,9 по формулам:

Qд=F.vmax /o,

Qд=24,610-40,187/0,9 = 0,5110-3 м3/с или Qд=30,6 л/мин.

Qс=F.vmax.о.,

Qс=24,610-4.0, 187.0,75.0,9 = 0,3110-3 м3/с или Qс=18,6 л/мин.

Принимая скорость потока жидкости :

для напорной магистрали uн = 5 м/с,

для сливной магистрали uc = 2 м/с.

Определяем диаметр условного прохода dу для напорной и сливной магистрали по формуле:

dу=(4Q/uн)0,5,

dу1=(40,5110-3/3,145)0,5=0,011 м;

dу2=(40,3110-3/3,142)0,5=0,014 м.

Выбираем ближайшие значения из номинального ряда по ГОСТ 16516-80:

для напорного и сливного трубопроводов dу1=12 мм. и dу2=16 мм.

Площадь условного прохода трубопровода:

Fy1= 0,0122/4=1,1310-4 м2.

Fy2= 0,0162/4=210-4 м2.

Переходим к подбору гидроаппаратов. Выбираем распределитель типа ПГ72-33 с диаметром условного прохода dу =16 мм, номинальным расходом Qн=40 л/мин, максимальным расходом Qмах=80 л/мин. Выбираем предохранительный клапан непрямого действия типа ПГ52-23 с dу=16 мм и Qн=40 л/мин. Выбираем фильтр типа Ф7М с dу=20 мм и Qн=63 л/мин.

Определяем гидравлические потери в напорной магистрали.

Потери давления на дросселе:

?Pдр=оPu2/2=29004.52/2=0.018МПа

Потери давления в местных сопротивлениях ( гидроаппаратах) равны: на фильтре-0,0024 МПа; на распределителе-0,0012 МПа.

Уточняем значение скорости потока рабочей жидкости в напорной магистрали используя формулу:

uн = Q/Fу1,

uн=0,5110-3/1,1310-4=4,5м/с.

Определяем режим течения рабочей жидкости. В качестве которой принимаем минеральное масло ИГП-30 с кинематической вязкостью н=30сСт и плотностью =900кг/м3.

Определяем число Рейнольдса:

Re = uн dу1/н

Re = 4,50,012/0,310-4 = 1800,

что меньше критического числа Re*=2300 для трубопроводов круглого сечения, следовательно, режим течения ламинарный.

Выбираем параметр шероховатости = 0,05 мм для стальных труб.

Определяем коэффициент трения по формуле:

т=64/Re,

т=64/1800=0,0355.

Потери давления на трение по длине lн=l1+l2=4+6=10 м для напорного трубопровода определим по формуле:

рТ1=(тlн uн2)/2 dу1,

рТ1=0,0355104,52900/20,012 = 0,27МПа.

Потери давления на трение в напорной магистрали:

рд =0,27+0,0012+0,0024+0,018 = 0,29 МПа.

Давление за насосом находим по формуле:

po=pм+ра,

где рм- магистральное давление ( магистраль),

ра- атмосферное давление, МПа ра=0,1МПа.

ро= 4+0,1 = 4,1 МПа.

Определяем давление в поршневой камере двигателя по формуле:

рд = ро-рд,

рд = 4,1-0,29 = 3,81 МПа.

Определяем давление в сливной камере. Потери давления на распределителе - 0,0012 МПа;

Уточняем значение скорости потока в сливной магистрали по формуле:

uc=Q/Fy2,

uc = 0,3110-3 /210-4 =1,6 м/с.

Значение числа Рейнольдса составит:

Re=1,6 0,016/0,310-4 = 853,

что также меньше критического значения, следовательно, режим течения - ламинарный.

Коэффициент трения равен:

т=64/853= 0,075.

Потери давления по длине lc=l3+l4=10 м для сливного трубопровода:

рТ2=0,075 10 4,52 900/2 0,016 = 0,43 МПа.

Потери давления в сливной магистрали:

рс=0,043+0,0012=0,43 МПа.

Определяем давление в штоковой камере двигателя по формуле:

рс = ра+рс,

рс = 0,1+0,43 = 0,53 МПа.

Вычисляем максимальное усилие, которое развивает гидроцилиндр при выбранных параметрах привода по формуле:

Рmax=F1( рд- рс)-PF,

Рmax=24,610-4(3,81106-0,750,53106)-221,55 =8191 Н,

что больше полной внешней нагрузки, т. е.т.к 8191> 6351,то Pmax < Fп.

Определяем гидравлический КПД привода по формуле:

гидр=(рд- рс)/рн-ра,

гидр=(3,81-0,750,53)/(4-0,1)=0,87.

Таким образом, выбранные параметры обеспечивают заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

2.3 Тепловой расчет

Целью этого расчета является определение температуры жидкости, выбор необходимого по объему гидробака и определения основных параметров теплообменного аппарата. Определим потери мощности N при течении жидкости по формуле:

N=рТ1Qд+рТ2Qс,

N=0,291060,5110-3+0,431060,3110-3=0,281103 Вт.

В первом приближении принимаем полезный объем гидробака равным пятиминутной номинальной подаче насоса по формуле:

Vб=(180300) Qс,

Vб=3000,5110-3=0,153 м3=153 дм3.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда вместимостей гидробаков по ГОСТ 12448-80: Vб=160 дм3.

Выбираем цилиндрическую форму гидробака. Площадь стенок бака Fст в этом случае определяется по формуле:

Fст=5,5 Vб2/3,

Fст=5,50,162/3=1,64 м2.

Принимаем, что теплообмен происходит при естественной циркуляции воздуха. Коэффициент kпт теплопередачи будет равен kпт=20 Вт/м2оС.

Определим удельную мощность теплоотдачи в окружающую среду при перепаде температуры на 1 оС по формуле:

Рту=kпт Fст,

Рту=201,64=32,8 Вт/оС.

Определяем изменение температуры рабочей жидкости при установившемся режиме работы привода:

Т=N/ Рту,

Т=0,281103/32,8=8,56 оС.

При температуре окружающей среды То=20 оС температура рабочей жидкости составит Тж=20+8,56=28,56 оС, что меньше максимально допустимой температуре эксплуатации. Следовательно, выбранные параметры гидробака обеспечивают работу привода в допускаемом температурном режиме.

Насос гидропривода должен обеспечивать необходимую подачу. Определяем по формуле:

Qн=Qд+Qут,

Qн=30,6+0,2=31 л/мин,

где Qут=0,2 л/мин - утечки через предохранительный клапан.

В качестве насоса выбираем пластинчатый нерегулируемый насос типа

Г12-33М, обеспечивающий подачу35 л/мин.

Эффективная мощность N на валу насоса определяем по формуле:

N= Qнрм/60,

N=314/60=2,06 кВт.

Потребляемую при этом мощность Nпотр насоса находим по формуле:

Nпотр=N/,

Nпотр=2,06/0,82=2,51 кВт.

Крутящий момент М на приводном валу насоса определяем по формуле:

М=р/2мех,

где - рабочий объем, см3.

М=440/23,140,9=28,3 Нм,

Выбранные параметры обеспечивают работу привода в заданном режиме.

2.4 Расчет направляющих

В качестве направляющей выбираем направляющую жидкостного трения с замкнутой гидростатической опорой с регулируемым расходом (рис. 1).

Рис. 1 Схема питания гидростатической направляющей

Данные для расчета направляющих:

B = 0,236 м (ширина направляющей);

L = 1 м (длина направляющей);

b = 0,15 м (ширина кармана);

l = 1 м (длина кармана);

h = 0,0001 м (величина рабочего зазора, выбирается в зависимости от длины);

е = 0 м (относительное смещение направляющей);

k = 1 (относительное различие в противоположных опорах);

Определяем грузоподъемность:

P = pнFcFcp;

где: pн - давление на насосе;

pн = 2 МПа;

F - площадь кармана;

F = b.l;

F = 0,3 м2;

сF - коэффициент формы опоры и кармана:

сF = 1/6LB(2LB+lB+2lb+Lb);

сF = 1/1,416(0,472+0,236+0,3+0,15) = 0,61

cp, сj - коэффициенты, зависящие от е и k, определяются по кривым:

cp = 1, сj = 1;

P = 2.106.0,3.0,61.1 = 0,366.106 кгс = 3,66.106 Н;

Определяем жесткость опоры:

j = - 3pнFcFcj /h;

j = - 3.2.106.0,3.0,61.1/0,0001 = - 14724.106 кгс.м2 = - 10980.106 Н.м2;

Оптимальная динамическая вязкость рабочей жидкости:

м = 10h2/х(5pн2 /3срF)0.5;

м = (0,32.10-6.(22,22.106 )0,5) = 1,51 = 1,51 Па.с;

Выбираем индустриальное масло марки ИГП - 18 с с = 900 кг/м3 и н=16,7 сСт.

Определяем демпфирующую силу:

P = мL/h3(B3 - b3);

P = 1,51.1.0,033196 /1.10-12 = 50,12.109 Н.

3. Устройство и принцип работы привода

Конструкция привода.

Гидропривод двухстороннего действия состоит из гидроцилиндра ГЦ, распределителя Р, предохранительного клапана ПК, редуктора потока РП, фильтра Ф и насоса Н.

Принцип работы привода.

Рабочая жидкость, подаваемая насосом Н, под давлением, определяемым настройкой предохранительного клапана ПК, поступает через фильтр Ф и распределитель Р в левую полость гидроцилиндра ГЦ. Поршень цилиндра Ц находится в крайнем левом положении. После переключения распределителя Р жидкость подается в левую полость цилиндра Ц, давление в ней начинает расти, а в правой полости, которая соединяется через распределитель и регулятор потока РП с баком, давление падает. Регулятор потока РП обеспечивает постоянство скорости гидроцилиндра независимо от внешней нагрузки. Когда перепад давлений на поршне достигнет величины, достаточной для преодоления сил сопротивления поршень начинает двигаться. После того как поршень достигнет крайнего правого положения, по команде от системы управления распределитель Р переключается, соединяя правую полсть цилиндра Ц с магистралью с давлением рм, а левую полость - через распределитель потока РП с баком. Поршень возвращается в исходное положение в той же последовательности. Далее цикл повторяется. Таким образом, как при прямом, так и при обратном ходе имеется начальный перепад давлений на поршне.

Заключение

Качество разрабатываемых приводов в значительной мере закладывается на стадии проектирования, успех которого связан с уровнем теоретических знаний инженера-конструктора, объёмом его практических навыков и умением работать творчески. Основы теоретических знаний составляет понимание физических процессов гидро- и пневмоприводов умение представлять их в математической форме и анализ свойства приводов по математическим моделям. Практические навыки инженеру нужны для проведения расчетов на ЭВМ, выполнения чертёжно-технической документации и участия в экспериментальных исследованиях.

Важное условие творческой работы инженера - изучение и критическое осмысление накопленного опыта работы и эксплуатации гидро- и пневмоприводов.

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т. 3, - 6-е изд., перераб. и доп. - М.:1982. - 576с.

2. Ручкин Л.В. Гидропривод технологических машин и оборудования Ч.1: Учеб. Пособие. Красноярск: САА, 1999. - 96 с.

3. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов/Т.М.Башта, С.С.Руднев, Б.Б.Некрасов и др. - 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.: ил.

4. Навродский К. Л. Теория и проектирование Гидро- и пневмоприводов: Учебник для студентов вузов по специальности «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика». - М., Машиностроение, 1991.- 384с.

5. Свешников В.К., Усов А.А. станочные гидроприводы: Справочник. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 512 с.: ил.