Гидропривод фрезерного станка
Содержание
Введение
. Разработка
принципиальной гидравлической схемы
. Определение
размеров гидродвигателей
.1
Определение размера гидродвигателя для продольного перемещения узла станка с
инструментальным магазином (Ц1)
.2
Определение размера гидродвигателя для управления перемещением и торможением
гидроцилиндром с помощью путевых дросселей (Ц2)
.3
Определение размера гидродвигателя для подачи с постоянным усилием (Ц3)
.4
Определение размера гидродвигателя для зажимного механизма (Ц4)
.5
Определение размера гидродвигателя поворота головки (ГМ)
. Построение
циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления
. Выбор
гидроаппаратуры и трубопроводов
. Определение
потерь и КПД
. Насосная
установка
. Техника
безопасности
Список
использованной литературы
Введение
Фрезерный станок - металлорежущий станок для обработки резанием при
помощи фрезы, наружных и внутренних плоских и фасонных поверхностей, пазов,
уступов, поверхностей тел вращения, резьб, зубьев зубчатых колёс и т.п. В
данном курсовом проекте необходимо спроектировать гидропривод фрезерного
станка.
Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом
их существенных преимуществ перед другими типами приводов.
Преимущества (+)
К основным преимуществам гидропривода относятся:
возможность универсального преобразования механической характеристики
приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки;
простота управления и автоматизации;
простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов
машин от перегрузок; например, если усилие на штоке гидроцилиндра становится
слишком большим (такое возможно, в частности, когда шток, соединённый с рабочим
органом, встречает препятствие на своём пути), то давление в гидросистеме
достигает больших значений - тогда срабатывает предохранительный клапан в
гидросистеме, и после этого жидкость идёт на слив в бак, и давление
уменьшается;
надёжность эксплуатации;
широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена;
например, диапазон регулирования частоты вращения гидромотора может составлять
от 2500 об/мин до 30-40 об/мин, а в некоторых случаях, у гидромоторов
специального исполнения, доходит до 1-4 об/мин, что для электромоторов трудно
реализуемо;
большая передаваемая мощность на единицу массы привода; в частности,
масса гидравлических машин примерно в 10-15 раз меньше массы электрических
машин такой же мощности;
самосмазываемость трущихся поверхностей при применении минеральных и
синтетических масел в качестве рабочих жидкостей; нужно отметить, что при
техническом обслуживании, например, мобильных строительно-дорожных машин на
смазку уходит до 50% всего времени обслуживания машины, поэтому
самосмазываемость гидропривода является серьёзным преимуществом;
возможность получения больших сил и мощностей при малых размерах и весе
передаточного механизма;
простота осуществления различных видов движения - поступательного,
вращательного, поворотного;
возможность частых и быстрых переключений при возвратно-поступательных и
вращательных прямых и реверсивных движениях;
возможность равномерного распределения усилий при одновременной передаче
на несколько приводов;
упрощённость компоновки основных узлов гидропривода внутри машин и
агрегатов, в сравнении с другими видами приводов.
Недостатки (-)
К недостаткам гидропривода относятся:
утечки рабочей жидкости через уплотнения и зазоры, особенно при высоких
значениях давления в гидросистеме, что требует высокой точности изготовления
деталей гидрооборудования;
нагрев рабочей жидкости при работе, что приводит к уменьшению вязкости
рабочей жидкости и увеличению утечек, поэтому в ряде случаев необходимо
применение специальных охладительных устройств и средств тепловой защиты;
более низкий КПД чем у сопоставимых механических передач;
необходимость обеспечения в процессе эксплуатации чистоты рабочей
жидкости, поскольку наличие большого количества абразивных частиц в рабочей
жидкости приводит к быстрому износу деталей гидрооборудования, увеличению
зазоров и утечек через них, и, как следствие, к снижению объёмного КПД;
необходимость защиты гидросистемы от проникновения в неё воздуха, наличие
которого приводит к нестабильной работе гидропривода, большим гидравлическим
потерям и нагреву рабочей жидкости;
пожароопасность в случае применения горючих рабочих жидкостей, что
налагает ограничения, например, на применение гидропривода в горячих цехах;
зависимость вязкости рабочей жидкости, а значит и рабочих параметров
гидропривода, от температуры окружающей среды;
в сравнении с пневмоприводом - невозможность эффективной передачи
гидравлической энергии на большие расстояния вследствие больших потерь напора в
гидролиниях на единицу длины.
1. Разработка
принципиальной гидравлической схемы
Для разработки принципиальной гидравлической схемы необходимо знать
структуру гидропривода. В общем случае она должна содержать следующее:
1) Гидродвигатель. В основном это гидроцилиндр, причем одноштоковый.
Рабочая полость - поршневая, противоположная - для холостых ходов.
) Гидрораспределители. Реверсируют большие потоки рабочей жидкости,
поэтому рабочий золотниковый распределитель управляется гидравлическим путем,
управляющим гидрораспределителем (пилотом), который в свою очередь
переключается за счет механической связи с рабочим органом станка.
) Устройства для регулирования скорости движения. Применяют дроссельное и
объемное регулирование скорости движения. Требуется применение регуляторов
расхода для поддержания постоянной скорости движения при переменной нагрузке.
Следует отдавать предпочтение объемному способу регулирования как более
экономичному.
) Устройства дня разгона в начале движения гидроцилиндра и торможения в
конце.
) Аппаратуру для управления пуском и остановкой гидродвигателя. Применяют
обычно для этой цели гидрораспределители с различными видами управления.
) Аппаратуру для предотвращения самопроизвольного опускания штока с
рабочим органом при вертикальном его движении (гидрозамки или другие
фиксирующие устройства);
С учётом этого в данном курсовом проекте разрабатывается гидропривод
фрезерного станка.
2.
Определение размеров гидродвигателей
.1 Определение
размера гидродвигателя для продольного перемещения узла станка с
инструментальным магазином (Ц1)
Исходные данные:
Fп
= 16 кН;
Fтр
= 6 кН;
V = 12
м/мин;
Lн
= Lсл = 4 м;
S =
300 мм;
ξ = 25;
d/D = 0,5;
;
m = 1000 кг;
G = 500 Н.
Тяговая
нагрузка цилиндра:
(2.1)
Нагрузки,
преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:
(2.2)
где
- ускорение разгона и торможения, м/с2;
Х
- пути разгона и торможения, мм;
(2.3)
.
Так
как напорной является поршневая полость, то:
(2.4)
Так
как рассчитываем для F
(2.5)
Диаметр
гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 90мм.
Исходя
из соотношения d/D = 0,5, находим, что d = 89,211/2 =
44,605 мм.
Диаметр
штока округляем до стандартного значения: d = 45 мм.
Перепад
давлений в цилиндре:
(2.6)
(2.7)
где
F1 и F2 - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой
и штоковой полостями.
.2
Определение размера гидродвигателя для управления перемещением и торможением
гидроцилиндром с помощью путевых дросселей (Ц2)
Исходные данные:
Fтр
= 4 кН;
Fп
= 5 кН;
V = 10
м/мин;
Lн
= Lсл = 3 м;
S =
200 мм;
d/D = 0,5;
;
ξ = 45.
Тяговая
нагрузка цилиндра:
Нагрузки,
преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:
,
где
- ускорение разгона и торможения, м/с2;
Х
- пути разгона и торможения, мм;
;
м/c.
Так
как напорной является поршневая полость, то:
Так как рассчитываем для F:
Диаметр
гидроцилиндра округляем до стандартного значения:
D = 63 мм
Исходя
из соотношения d/D = 0,5, находим:
d = 56,422/2 =
28,211 мм.
Диаметр
штока округляем до стандартного значения:
d = 32 мм.
Перепад
давлений в цилиндре:
;
где
F1 и F2 - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой
и штоковой полостями.
2.3
Определение размера гидродвигателя для подачи с постоянным усилием (Ц3)
Исходные данные
Fп
= 10 кН;
Fтр
= 5 кН;
V = 10
м/мин;
Lн
= Lсл = 6 м;
S =
300 мм;
d/D = 0,5;
;
ξ = 40.
Тяговая
нагрузка цилиндра:
Нагрузки,
преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:
;
где
- ускорение разгона и торможения, м/с2;
Х
- пути разгона и торможения, мм;
;
м/c.
Так
как напорной является поршневая полость, то:
Диаметр
гидроцилиндра:
Диаметр
гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 80мм.
Исходя
из соотношения d/D = 0,5, находим, что d = 72,84/2 =
36,42 мм.
Диаметр
штока округляем до стандартного значения: d = 40 мм.
Перепад
давлений в цилиндре:
;
где
F1 и F2 - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой
и штоковой полостями.
;
2.4
Определение размера гидродвигателя для зажимного механизма (Ц4)
Исходные данные:
Fп
= 8 кН;
Fтр
= 3 кН;
V = 3
м/мин;
Lн
= Lсл = 5 м;
S = 20
мм;
d/D = 0,5;
;
ξ = 70
Тяговая
нагрузка цилиндра
Нагрузки,
преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:
где
- ускорение разгона и торможения, м/с2;
Х
- пути разгона и торможения, мм;
;
м/c.
Так
как напорной является поршневая полость, то:
Диаметр
гидроцилиндра:
Диаметр
гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 63 мм.
Исходя
из соотношения d/D = 0,5 находим, что d = 62,377/2 =
31,188.
Диаметр
штока округляем до стандартного значения: d = 32 мм.
Перепад
давлений в цилиндре:
;
где
F1 и F2 - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой
и штоковой полостями.
;
.5
Определение размера гидродвигателя поворота головки (ГМ)
Исходные данные
Мтр = 50 Н·м;
J =
0,3 кг·м2;
;
n = 50 мин-1;
Lн = Lсл = 3 м;
ξ = 45.
Поворотные гидродвигатели и гидромоторы развивают момент М,
преодолевающий момент от инерционной нагрузки Ми, момент от нагрузки
Мн и силы трения Мтр:
М = Ми + Мтр (2.8)
Момент от инерционной нагрузки:
(2.9)
где
J - момент инерции, поворотного механизма и
гидромотора, приведённый к валу гидромотора, кг·м2.
-угловое
ускорение (2.10)
- угол
поворота вала гидромотора, на котором происходит разгон или торможения;
- угол
поворота вала гидромотора из позиции в позицию.
М
= 15,65 + 50 = 65,65 Н·м
Требуемый
рабочий объём гидромотора
(2.11)
где
= 0,9 - механический КПД мотора.
С
учётом V0тр
принимаем:
гидромотор
Г15-25Р с рабочим объёмом:
V0 = 160 см3 [4, таблица 1].
Перепад
давления на принятом гидромоторе:
Все полученные результаты сводим в таблицу 2.1
Таблица 2.1 - Размеры гидродвигателей
Гидродвигатель
|
Исходные данные и рассчитанные
величины
|
Принятые величины
|
|
|
|
|
|
|
|
|
F, кН
|
M, H·м
|
τ1, с
|
V0тр, смD,ммd,
ммpгд1, МПаpгд2, МПаV0, см
|
|
|
|
|
|
Ц1
|
22,5
|
-
|
1,5
|
-
|
90
|
45
|
3,889
|
2,593
|
-
|
Ц2
|
9
|
-
|
1,2
|
-
|
63
|
32
|
3,175
|
2,139
|
-
|
Ц3
|
15
|
-
|
1,8
|
-
|
80
|
40
|
3,281
|
2,188
|
-
|
Ц4
|
11
|
-
|
0,4
|
-
|
63
|
32
|
3,88
|
2,615
|
-
|
ГМ
|
-
|
65,65
|
0,1
|
120,611
|
-
|
-
|
2,865
|
-
|
160
|
3. Построение
циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления
Расходы жидкости для цилиндров:
с поршневой полостью:
(3.1)
со
штоковой полостью:
(3.2)
где
V1 и V2 - скорости перемещения поршней в соответствующем
направлении.
Расходы
жидкости для гидромотора:
(3.3)
Время
вращения гидромотора:
(3.4)
где
Z = - число
позиций;
Время
перемещения поршня:
= 0,06 · (3.5)
где
S - величина хода.
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
; ;
)
Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
; ;
с.
)
Для подачи с постоянным усилием:
; ;
) Для зажимного механизма:
; ;
.
)
Для поворота головки:
.
Типовой
цикл работы гидропривода:
ГМ ЦППЦУПТЦППУЦЗМ ЦППЦУПТЦППУЦЗМ
(ГМ Ц1Ц2Ц3Ц4 Ц1Ц2Ц3Ц4)
Для построения циклограммы работы гидропривода сводим данные в таблицу
3.1.
Таблица 3.1 - Данные для построения циклограммы
Гидродвигатель
|
Исходные данные
|
Определяемые величины
|
|
D, мм
|
d, мм
|
, см3S, ммV,
м/минn, мин, °, л/мин, л/мин, с
|
|
|
|
|
|
|
|
ГМ
|
-
|
-
|
160
|
-
|
-
|
50
|
30
|
8,889
|
8,889
|
0,1
|
Ц1
|
90
|
45
|
-
|
300
|
12
|
-
|
-
|
76,535
|
57,402
|
1,5
|
Ц2
|
63
|
32
|
-
|
200
|
10
|
-
|
-
|
31,252
|
23,189
|
1,2
|
Ц3
|
80
|
40
|
-
|
300
|
10
|
-
|
-
|
50,394
|
37,795
|
1,8
|
Ц4
|
63
|
32
|
-
|
20
|
3
|
-
|
-
|
9,376
|
6,957
|
0,4
|
Строим циклограмму работы гидропривода (рисунок 3.1).
Рисунок 3.1 - Циклограмма работы гидропривода
Для выбора источников давления заполняем таблицу 3.2, используя данные
таблиц 2.1 и 3.1.
VTi = (3.6)
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
;
)
Для управления перемещением и торможения гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
; ;
) Для подачи с постоянным усилием:
; ;
) Для зажимного механизма:
; ;
) Для поворота головки
.
Требуемый
объём масла за весь цикл: .
Определяем
требуемую подачу насоса:
Qн.т. = (∑VTi × 60) / (3.7)
где
- время цикла, ;
Qн.т. = (7,207 × 60) / 9,9 =
43,679 л/мин.
Выбираем
насос пластинчатый нерегулируемого типа [1, стр.18]:
НПл
45/16: Qн. = 56,7
л/мин, .
Определяем
объём масла, подаваемый насосом за время каждого из переходов цикла:
VHi =
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином
2) Для управления перемещением и торможения гидроцилиндром с помощью
путевых дросселей
3) Для подачи с постоянным усилием
4) Для зажимного механизма
5) Для поворота головки
Определяем
разность ΔV = VН - VT. (3.8)
Результаты
вычислений заносим в таблицу 3.2.
Таблица
3.2 - Выбор источника давления
Наименование перехода
|
Время перехода , сСуммарный расход масла , л/минОбъём масла, лΔVi= VНi - VTiДавление в
конце перехода PН, МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
требуемый, VTi
|
подаваемый насосом, VНi
|
|
|
ГМ
|
0,1
|
8,889
|
0,011
|
0,015
|
0,039
|
2,865
|
Ц1
|
1,5
|
76,535
|
1,913
|
1,418
|
-0,496
|
3,889
|
Ц2
|
1,2
|
31,252
|
0,625
|
1,134
|
0,509
|
3,175
|
Ц3
|
1,8
|
50,394
|
1,512
|
1,701
|
0,189
|
3,281
|
Ц4
|
0,4
|
9,376
|
0,063
|
0,378
|
0,378
|
3,88
|
Ц1
|
1,5
|
57,402
|
1,435
|
1,418
|
-0,018
|
2,593
|
Ц2
|
1,2
|
23,189
|
0,464
|
1,134
|
0,67
|
3,139
|
Ц3
|
1,8
|
37,795
|
1,134
|
1,701
|
0,567
|
2,188
|
Ц4
|
0,4
|
6,957
|
0,046
|
0,378
|
0,332
|
2,615
|
По
[1] с учётом того, что Vmax
= 0,67 л, определяем вместимость газовой камеры: V = 1 дм3.
Выбираем пневмогидравлический аккумулятор: АРХ -1/320 (рном = 32 МПа
, V = 1 дм3) [1, стр.328].
трубопровод гидропривод
фрезерный станок
4. Выбор
гидроаппаратуры и трубопроводов
В соответствии с принципиальной гидросхемой подбираем аппаратуру и другие
узлы гидропривода по их функциональному назначению, величине условного прохода
и способу исполнения. Для каждого типоразмера аппаратуры из её технической
характеристики находим потери давления и утечки.
Перепад давлений рабочий находится по формулам:
- для
распределителей (4.1)
- для
предохранительных, переливных, обратных и других нормально закрытых клапанов (4.2)
Все
данные сводим в таблицу 4.1.
Таблица 4.1 - Выбор аппаратуры
Наименование
|
Тип
|
Расход пропускаемый Q,
л/мин
|
Расход номинальный Q,
л/мин
|
Перепад давлений
номинальный рн, МПа
|
Перепад давлений рабочий ра,
МПа
|
Утечки Qут, см3/мин
|
ДР
|
УГЭ8-12/16
|
76,535
|
90
|
1
|
0,723
|
30
|
Р1
|
В16
|
76,535
|
80
|
1
|
0,915
|
80
|
ДКМ
|
ДКМ-10/3
|
31,252
|
40
|
0,55
|
0,43
|
80
|
МДО1
|
МДО-103
|
31,252
|
40
|
1
|
0,781
|
0,5
|
МДО2
|
МДО-103
|
31,252
|
40
|
1
|
0,781
|
0,5
|
Р2
|
2Р6
|
31,252
|
40
|
0,6
|
0,366
|
40
|
ДР1
|
2МПГ55-14
|
50,394
|
80
|
-
|
-
|
120
|
ДР2
|
2МПГ55-14
|
50,394
|
80
|
-
|
-
|
120
|
ДР3
|
2МПГ55-14
|
50,394
|
80
|
-
|
-
|
120
|
КОМ1
|
КОМ10/3
|
50,394
|
63
|
0,05
|
0,04
|
0,5
|
КОМ2
|
КОМ10/3
|
50,394
|
63
|
0,05
|
0,04
|
0,5
|
КОМ3
|
КОМ10/3
|
50,394
|
63
|
0,05
|
0,04
|
0,5
|
КРМ1
|
МКРВ-10/3М-П2
|
50,394
|
100
|
1
|
0,504
|
100
|
КРМ2
|
МКРВ-10/3М-П2
|
50,394
|
100
|
1
|
0,504
|
100
|
КРМ3
|
МКРВ-10/3М-П2
|
50,394
|
100
|
1
|
0,504
|
100
|
Р4
|
2Р10
|
50,394
|
60
|
0,8
|
0,564
|
60
|
КРМ4
|
КРМ-6/3-В1
|
9,376
|
12,5
|
0,5
|
0,375
|
80
|
КРН
|
10-10-УХЛ-4
|
9,376
|
40
|
0,5
|
0,117
|
200
|
МН1
|
МТП-100-40
|
9,376
|
-
|
-
|
-
|
50
|
МН2
|
МТП-100-40
|
9,376
|
-
|
-
|
-
|
50
|
Р5
|
В6
|
9,376
|
16
|
1
|
0,343
|
160
|
ДР4
|
2МПГ55-12
|
8,889
|
20
|
-
|
-
|
60
|
Р6
|
В6
|
8,889
|
16
|
1
|
0,309
|
160
|
Р7
|
В6
|
8,889
|
16
|
1
|
0,309
|
160
|
Определяем внутренний диаметр трубопровода, через который проходит расход
масла:
d = 4,6 · (4.3)
Для
продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
для
напорной гидролинии:
для сливной гидролинии:
Для
управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей
;
;
Для
подачи с постоянным усилием:
;
;
Для
зажимного механизма:
;
;
Для
поворота головки:
;
;
Определяем
минимально допустимую толщину стенки трубопровода:
j = (4.4)
где
- предел прочности на растяжение материала
трубопровода,
= 343
МПа.
кδ - коэффициент безопасности,
кδ = 4…8.
Для
напорной гидролинии:
;
;
;
;
;
Для
сливной гидролинии
;
;
;
;
Толщина
стенки j , наружный диаметр трубы dн [1, таблица 7]:
Для
напорной гидролинии:
j1 = 1,5 мм;
j2 = 1 мм;
j3 = 1 мм;
j4 = 1 мм;
j5 = 0,5 мм;
dн1 = d1 + 2· j1 = 31,815 + 2·1,5 = 34,815 → dн1 = 35 мм;
dн2 = 20,33 + 2·1 = 22,18 → dн2 = 23 мм;
dн3 = 25,816 + 2·1 = 27,816 → dн3 = 28 мм;
dн4 = 11,135 + 2·1 = 13,135 → dн4 = 14 мм;
dн5 = 10,842 + 2·0,5 = 11,842 → dн5 = 12 мм.
Внутренний
диаметр (dв = dн - j):
dв1 = 33 мм; dв2 = 21 мм; dв3 = 26 мм; dв4 = 12 мм; dв5 = 11 мм.
Для сливной гидролинии:
j11
= 1 мм;
j22 = 1 мм;
j33 = 1 мм;
j44
= 0,5 мм;
j55
= 0,5 мм;
dсл1 = 28,456 + 2·1 = 30,456 → dсл1 = 31 мм;
dсл2 = 18,184 + 2·1 = 20,184 → dсл2 = 21 мм;
dсл3 = 23,09 + 2·1 = 25,09 → dсл3 = 26 мм;
dсл4 = 9,96 + 2·0,5 = 10,96 → dсл4 = 11 мм;
dсл5 = 9,698 + 2·0,5 = 10,698 → dсл5 = 11 мм.
Внутренний диаметр (dв = dн - j):
dв11 = 29 мм; dв22 = 19 мм; dв33 = 24 мм; dв44 = 10 мм; dв55 = 10 мм.
5. Определение потерь и КПД
Определяем число Рейнольдса
Re =
21200 · (5.1)
где
ν - коэффициент кинематической вязкости, зависящий от
марки принятого минерального масла, ν = 30 мм2/с (для ИГП-18);
Если
Re >
Reкр, то
режим течения масла турбулентный.
Если
Re < Reкр, то
режим течения масла ламинарный.
1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
- режим
ламинарный;
- режим
ламинарный;
) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью
путевых дросселей:
- режим
ламинарный;
- режим
ламинарный;
) Для подачи с постоянным усилием
- режим
ламинарный;
- режим
ламинарный;
) Для зажимного механизма
- режим
ламинарный;
- режим
ламинарный;
5) Для поворота головки:
- режим ламинарный;
- режим
ламинарный.
Так как во всех случаях Reкр > Re , то режим течения масла для всех
трубопроводов - ламинарный, и потери давления в трубопроводах длиной L при внутреннем диаметре dв на i-том
участке равны:
Δртр = 0,62 · (5.2)
Для
напорной гидролинии:
)
;
)
;
)
;
)
;
)
;
Для
сливной гидролинии
)
;
)
;
)
;
)
;
)
;
Определяем
потери в различных местных сопротивлениях:
Δрм = 0,21· (5.3)
где
- коэффициент местного сопротивления;
Для
напорной гидролинии:
)
)
;
)
;
)
;
)
;
Для
сливной гидролинии
)
;
)
;
)
;
)
;
)
;
Потери
давления в последовательно подключенных аппаратах определяются из таблицы 4.1 и
суммируются:
ра
= рр +рдр
+ркл + …, (5.4)
где
рр - потери давления в распределителе;
рдр
- потери давления в дросселе;
ркл
- потери давления в клапане и т.д.
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
ра1н
= 0,723 + 0,915 = 1,638 МПа;
ра1сл
= 0,915 МПа;
)
Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
ра2н
= 0,43 + 0,781 + 0,781 + 0,366 = 2,358 МПа;
ра2сл
= 0,366 МПа;
)
Для подачи с постоянным усилием:
ра3н
= 0,04 + 0,04 + 0,04 + 0,504 + 0,504 + 0,504 + 0,564= 2,196 МПа;
ра3сл
= 0,564 МПа;
)
Для зажимного механизма
ра4н
= 0,375 + 0,117 + 0,343 = 0,835 МПа;
ра4сл
= 0,343 МПа;
)
Для поворота головки:
ра5н
= 0,309 + 0,309 = 0,618 МПа;
ра5сл
= 0,309 + 0,309 = 0,618 МПа.
Потери
давления на каждом из параллельных участков находятся отдельно для напорной и
сливной гидролиний по следующей формуле:
рi
= ртр + рм
+ ра (5.5)
Для
напорной гидролинии:
)р1нп = 0,0048 + 0,026 + 1,638 = 1,6688 МПа;
)р2нп = 0,0089 + 0,047 + 2,358 = 2,4139 МПа;
)р3нп = 0,012 + 0,047 + 2,196 = 2,255 МПа;
)р4нп = 0,042 + 0,062 + 0,835 = 0,939 МПа;
)р5нп = 0,034 + 0,051 + 0,618 = 0,703 МПа;
Для
сливной гидролинии:
)
р1сл = 0,006 + 0,024 + 0,915 =0,945 МПа;
)
р2сл = 0,0099 + 0,039 + 0,366 = 0,4149 МПа;
)
р3сл = 0,013 + 0,036 + 0,564 = 0,613 МПа;
)
р4сл = 0,065 + 0,071 + 0,343 = 0,479 МПа;
)
р5сл = 0,05 + 0,075 + 0,618 = 0,743 МПа.
Находим
потери давлений для напорной и сливной линии на участке гидропривода:
рп=рнп + рсл (5.6)
)рп = 1,6688 + 0,945 = 2,6138 МПа;
)рп = 2,4139 + 0,4149 = 2,8288 МПа;
)рп = 2,255 + 0,613 = 2,868 МПа;
)рп = 0,939 + 0,479 = 1,418 МПа;
)рп = 0,703 + 0,743 = 1,446 МПа.
Определяем
полные потери давления на участке гидропривода по формуле
р =рп +ргд =
рП (5.7)
)р = 2,6138 + 3,889 = 6,5028 МПа;
)р = 2,8288 + 3,175 = 6,0038 МПа;
)р = 2,868 + 3,281 = 6,149 МПа;
)р = 1,418 + 3,88 = 5,298 МПа;
)р = 1,446 + 2,865 = 4,311 МПа.
Полученные
данные сводим в таблицы 5.1 и 5.2.
Таблица 5.1 - Определение потерь давления в напорной гидролинии
Участок гидропривода
|
Q, л/мин
|
По длине трубопровода
|
В местных сопротивлениях
|
В гидроаппаратуре
|
Полные
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d, мм
|
Rе
|
L, м
|
Δртр, МПа
|
ξ
|
Δрм, МПа
|
Δрр, МПа
|
Δрмодул.клапан, МПа
|
ΔрДР, МПа
|
Δррк, МПа
|
Δрдкм, МПа
|
ΔРдр, МПа
|
ΔрОК
|
|
|
МПа
|
Δра, МПа
|
Δрнп, МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ц1
|
76,535
|
33
|
1639
|
4
|
0,0048
|
25
|
0,026
|
0,723
|
-
|
0,915
|
-
|
-
|
-
|
-
|
0,456
|
1,638
|
Ц2
|
31,252
|
21
|
1052
|
3
|
0,0089
|
45
|
0,047
|
0,31
|
-
|
-
|
0,16
|
0,16
|
-
|
0,34
|
0,97
|
2,358
|
Ц3
|
50,394
|
26
|
1370
|
6
|
0,012
|
40
|
0,047
|
0,16
|
-
|
-
|
-
|
0,18
|
-
|
-
|
0,56
|
2,196
|
Ц4
|
9,376
|
12
|
552,1
|
5
|
0,042
|
70
|
0,062
|
0,34
|
-
|
-
|
0,38
|
-
|
-
|
-
|
0,44
|
0,835
|
ГМ
|
8,889
|
11
|
571,1
|
3
|
0,034
|
45
|
0,051
|
2·0,007
|
-
|
-
|
-
|
-
|
0,03
|
-
|
0,044
|
0,618
|
Таблица 5.2 - Определение потерь давления в сливной гидролинии
Участок гидропривода
|
Q, л/мин
|
По длине трубопровода
|
В местных сопротивлениях
|
В гидроаппаратуре
|
Полные
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d, мм
|
Rе
|
L, м
|
ртр,МПарм,
МПарр, МПардкм,
МПардрос.,МПарДР.
МПара, МПарсл,
МПа
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ц1
|
57,402
|
29
|
1399
|
4
|
0,006
|
25
|
0,024
|
0,16
|
-
|
-
|
0,915
|
0.194
|
0,915
|
Ц2
|
23,189
|
19
|
862,5
|
3
|
0,0099
|
45
|
0,039
|
0,31
|
0,16
|
-
|
-
|
0,5
|
0,366
|
Ц3
|
37,795
|
24
|
1101
|
6
|
0,013
|
40
|
0,036
|
0,16
|
0,18
|
-
|
-
|
0,34
|
0,564
|
Ц4
|
6,957
|
10
|
491,6
|
5
|
0,065
|
70
|
0,071
|
0,34
|
-
|
-
|
-
|
0,06
|
0,343
|
ГМ
|
8,889
|
10
|
628,2
|
3
|
0,05
|
45
|
0,075
|
2,007
|
-
|
-
|
-
|
0,014
|
0,618
|
Определяем гидравлический КПД участка
(5.8)
) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
)
Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
)
Для подачи с постоянным усилием:
) Для зажимного механизма:
)
Для поворота головки:
Определяем
объёмный КПД участка:
(5.9)
где
ΣQУТ - суммарные утечки в гидроаппаратуре;
-
объёмный КПД гидродвигателя,
= 1 [4,
стр.15].
1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
)
Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
)
Для подачи с постоянным усилием:
) Для зажимного механизма
)
Для поворота головки:
Определяем
общий КПД участка без учёта КПД насоса:
η = ηГ × η0 × ηм (5.10)
где
ηм -
механический КПД участка,
ηм = 0,88;
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
η1 = 0,598 × 0,986 × 0,88 = 0,519;
) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью
путевых дросселей:
η2 = 0,53 × 0,985 × 0,88 = 0,459;
) Для подачи с постоянным усилием:
η3 = 0,53 × 0,954 × 0,88 = 0,445;
) Для зажимного механизма:
η4 = 0,73 × 0,946× 0,88 = 0,608;
) Для поворота головки:
η5 = 0,65 × 0,959 × 0,88 = 0,549;
Определяем общий КПД гидропривода:
ηгп = (5.11)
где
р1 … рm - полезная мощность гидродвигателя отдельного
участка;
η1 … ηm
- КПД отдельных участков;
ηн - полный
КПД насоса,
ηн = 0,76;
Полезная
мощность для гидроцилиндров:
РП
= (5.12)
где
F - преодолеваемая нагрузка при прямом (рабочем) ходе;
V - скорость
перемещения при преодолении этой нагрузки.
Полезная
мощность для поворотного гидромотора:
РП
= (5.13)
)
Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином
2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью
путевых дросселей
3) Для подачи с постоянным усилием
)
Для зажимного механизма
)
Для поворота головки
Таблица
5.3 - Определение КПД гидропривода
Участок гидропривода
|
рп
|
рГДQУТ, л/минQ, л/минРп,
кВт
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ц1
|
6,5028
|
3,889
|
0,598
|
0,11
|
76,535
|
1
|
0,986
|
0.88
|
0,519
|
4,5
|
0,374
|
Ц2
|
6,0038
|
3,175
|
0,53
|
0,121
|
31,252
|
1
|
0,985
|
0.88
|
0,459
|
1,5
|
|
Ц3
|
6,149
|
3,281
|
0,53
|
0,722
|
50,394
|
1
|
0,974
|
0.88
|
0,445
|
2,5
|
|
Ц4
|
5,298
|
3,88
|
0,73
|
0,54
|
9,376
|
1
|
0,946
|
0.88
|
0,608
|
0,55
|
|
ГМ
|
4,311
|
2,865
|
0,65
|
0,38
|
8,889
|
1
|
0,959
|
0.88
|
0,549
|
0,262
|
|
6 .Насосная
установка
Определяем потери мощности в насосе и гидроприводе
Рпот
= (6.1)
где
рн…pнi - мощность, потребляемая
насосом в каждом переходе цикла работы станка;
τ1… τ i - время переходов;
Для
нерегулируемого насоса, работающего при постоянном режиме давления
Рн
= (6.2)
) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:
;
)
Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых
дросселей:
;
) Для подачи с постоянным усилием:
;
) Для зажимного механизма:
;
)
Для поворота головки:
;
Необходимый
объём масла в баке
(6.3)
где
t = 35°С.
По
рекомендации [6], с.313 с целью уменьшения размеров гидробака, применяем
дополнительное охлаждение в виде ребер жесткости, что позволяет уменьшить объем
бака до 2000 л.
Выбираем
бак стандартной вместимости V = 2000 л [ГОСТ 12448-80].
Гидроприводы
станков чаще всего работают в повторно кратковременном режиме работы. В этих
условиях электродвигатель привода насоса подбирается по эквивалентной мощности:
Рэкв
=, (6.4)
Выбираем
двигатель трёхфазный асинхронный
А160S2У3
(NДВ = 15
кВт, nДВ = 2920
об/мин)
7. Техника
безопасности
Требования техники безопасности:
Для защиты от перегрузок и контроля давления в линиях нагнетания
гидроприводов должны быть установлены предохранительные клапаны и манометры,
причем на шкале или корпусе последних должны быть нанесены красные метки,
соответствующие максимально допустимому давлению. На линиях, ведущих к
манометрам, запрещается производить отбор рабочей жидкости.
Конструкция гидроприводов должна исключать непредусмотренные перемещения
гидродвигателей. Гидросистемы должны иметь блокировки, исключающие возможность
ошибочного включения несовместимых движений рабочих органов, которые могут
привести к возникновению опасных или вредных факторов.
Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих
или вызвать аварию, должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая
машину при снижении давления до опасного уровня. При этом не должны отключаться
устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования
работающих (зажимные, тормозные и т. п.).
Конструкция гидроприводов и устройств должна исключать разбрызгивание или
растекание рабочей жидкости.
Заземление систем и устройств должно соответствовать требованиям ГОСТ
12.2.007.0-75 и ГОСТ 21130-75.
Если гидропривод может работать в полуавтоматическом или автоматическом
режиме, то на пульте управления должно быть предусмотрено устройство для его
переключения на ручное управление в наладочном режиме.
Испытания и эксплуатация гидроприводов и устройств должны производиться
при строгом соблюдении правил противопожарной безопасности.
Следует систематически проверять работу предохранительных клапанов. В
случае отклонения давления срабатывания клапана от настроечного более чем на
10%, клапан должен быть заменен новым. Запрещается настраивать клапаны в
штатных условиях. Их настройка должна производиться только на специальных
стендах. После настройки предохранительные клапаны и другая регулирующая гидроаппаратура
должны быть опломбированы.
Не допускается эксплуатировать системы при возникновении хотя бы одной из
следующих неисправностей, выход значения какого-либо параметра системы или
устройства за пределы допустимого; появление повышенного шума, стука и вибраций
в гидромоторах и насосах; появление наружных утечек жидкости; повреждение
измерительных приборов и сигнальных устройств.
Не допускается эксплуатация манометра, если стрелка при его включении не
возвращается к упорному штифту или, в случае отсутствия штифта, отклоняется от
нулевого деления шкалы на значение, превышающее половину допускаемой
погрешности, а также при любом повреждении манометра.
Не допускается производить подтягивание болтов, гаек и других соединений
в системе, находящейся под давлением, и во время ее работы.
Все вращающиеся и быстродвижущиеся элементы гидропневмоприводов, не
помещенные в корпус машины, должны быть закрыты кожухами или иметь ограждения.
Соблюдение требований по эксплуатации машин, качественное, полное и своевременное
проведение технического обслуживания, своевременная замена изношенных деталей,
исключение перегрузок и соблюдение скоростного режима работы машины являются
важными условиями уменьшения износа и повышения ресурса работы
гидрооборудования. Особенно важными, являются соблюдение рекомендаций заводов
изготовителей машин по обеспечению своевременной смазки трущихся деталей машин
(режимы смазки, марки масел и рабочих жидкостей).
Правильная организация технического обслуживания и качественное его
выполнение существенно уменьшают простои машин из-за неисправностей и позволяют
снизить затраты на их эксплуатацию и ремонт.
Список
использованной литературы
1 Свешников,
В.К. Станочные гидроприводы: справ. /В.К. Свешников - 5-е изд., перераб. и доп.
- М.: Машиностроение, 2008. - 640 с.
Гидропривод и
гидроавтоматика. Методические указания по курсовой работе для студентов
специальностей 1-36 01 01 "Технология машиностроения", 1-36 01 03
“Технологическое оборудование машиностроительного производства”, 1-53 01 01
«Автоматизация технологических процессов и производств». Часть 1 - Могилёв:
Белорусско-Российский университет, 2008. - 29с.
Гидропривод и
гидроавтоматика. Методические указания по курсовой работе для студентов
специальностей 1-36 01 01 "Технология машиностроения", 1-36 01 03
“Технологическое оборудование машиностроительного производства”, 1-53 01 01
«Автоматизация технологических процессов и производств». Часть 2 - Могилёв:
Белорусско Российский университет, 2008. - 20с.
4 «Условия эксплуатации и
требования к техническому обслуживанию гидроприводов». - ссылка :
<http://remmashbud.com/ru/products/401/>
Фрезерное дело: учеб. пособие
Бергер И. И., Комлев А. П. - М. : Высш. шк., 1981. - 305 с.
Расчет и конструирование
нефтепромыслового оборудования: Учеб. пособие для вузов / Л. Г. Чичеров, Г. В.
Молчанов, А. М. Рабинович и др. - М.: Педра, 1987. - 422 с.