Определение основных параметров гидроцилиндра

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Машиностроительный факультет

Кафедра «Теория механизмов и машин»

 

 

 

ГИДРОПРИВОД ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ СТАНКА

КУРСОВАЯ РАБОТА

 

 

 

 

   Исполнитель: 

 

Руководитель: 

 

 

 

 

 

Минск 2015

Оглавление

 

 

 

Введение

Гидропривод – это комплекс устройств с одним или несколькими гидродвигателями, предназначенный для приведения в движение механизмов посредствам подачи рабочей жидкости под давлением.

Основные направления развития гидропривода заключаются в улучшении энергетических и эксплуатационных характеристик гидрооборудования, повышении его быстродействия, применении следящего и пропорционального дистанционного управления, обеспечении связи современных электронных систем управления, обеспечении связи современных электронных систем с устройствами гидроприводов.

Гидроприводы широко применяются в современном станкостроении. Они позволяют существенно упростить кинематику станков, снизить их металлоемкость, повысить точность и надежность работы, а также уровень автоматизации.

Гидравлические приводы обеспечивают плавность движения и широкие диапазоны бесступенчатого регулирования скорости исполнительных двигателей, возможность их работы в динамических режимах при частых включениях, остановках, реверсах движения или изменения скорости. При этом качество переходных процессов может контролироваться и изменяться в нужном направлении.

Гидропривод позволяет надежно защитить систему от перегрузок и обеспечивает возможность механизмам работать по жестким упорам, с точным контролем действующих усилий путем регулирования давления. В современных станках с высокой степенью автоматизации цикла гидропривод может обеспечивать до нескольких десятков различных движений. Использование гидропривода открывает широкие возможности для автоматизации рабочих процессов, применения копировальных, адаптивных или программных систем управления.

К преимуществам гидроприводов следует отнести также достаточно высокое значение КПД, повышенную жесткость, самосмазываемость. Однако надежная работа станочных гидроприводов может быть гарантирована только при надлежащей фильтрации рабочей жидкости и ее охлаждении для исключения влияния температурных колебаний в процессе работы, а это повышает стоимость гидроприводов и усложняет их техническое обслуживание.

При конструировании гидроприводов из унифицированных централизовано выпускаемых изделий и правильной эксплуатации их недостатки могут быть сведены к минимуму.

 

 

 

 

1. Определение основных параметров гидроцилиндра

Составление расчетной схемы гидродвигателя.

Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить возможную наибольшую нагрузку, которую должен преодолеть гидродвигатель. Для  этого необходимо составить расчетную схему и приложить все действующие нагрузки на рабочий орган, т.е. силы резания (для режима рабочего хода), силы трения и инерции (для режима разгона и торможения).

Составляется расчетная схема исполнительного гидравлического двигателя с его условным изображением. Указываются действующие нагрузки, направление движений для различных элементов цикла (рабочих, быстрых, холостых перемещений и т.д.) и обозначаются давления и расходы линий напора и слива.

Расчетная нагрузка, действующая на гидродвигатель, определяется как приведенная сила к штоку гидроцилиндра и равна сумме всех приведенных нагрузок, действующих на рабочий орган станка при соответствующем режиме работы.

Требуемое тяговое усилие, развиваемое исполнительным гидродвигателем, рассчитывается как тяговая сила на штоке гидроцилиндра и равна сумме приведенных нагрузок, действующих на подвижную часть гидродвигателя. Этими нагрузками являются силы давления и противодавления в напорной и сливных полостях, силы трения в самом гидродвигателе и инерционные нагрузки движущихся масс элементов исполнительного гидродвигателя и рабочей жидкости.

Условием выбора гидродвигателя по силовым параметрам является:

.

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 максимальной скорости перемещений холостого хода в зависимости от режима работы.

Составление расчетной схемы гидроцилиндра.

На рисунке 1 представлена расчетная схема тягового усилия , равного расчетной нагрузке , гидроцилиндра с односторонним штоком главного гидропривода с односторонним штоком главного гидропривода станка с возвратно-поступательным движением, при этом

.

Рисунок 1 – Расчетная схема тягового усилия и расчетной нагрузки гидроцилиндра с односторонним штоком привода подач станка с возвратно-поступательным движением

На рабочий орган станка действуют поперечная и продольная составляющие усилия резания (при режиме рабочего хода), равнодействующая реактивных сил направляющих станка, сила тяжести подвижной части, суммарная сила трения в направляющих, суммарная сила инерции движущихся масс (при режиме разгона-торможения) и развиваемое гидроцилиндром тяговое усилие , равное или большее и противоположно направленное расчетной нагрузке .

На поршень и шток гидроцилиндра действуют силы давления и противодавления  в полостях напора и слива, сила трения поршня в корпусе цилиндра, сила трения штока в уплотнении и расчетная нагрузка на штоке .

Рабочий орган станка в начале цикла перемещается в режиме разгона с ускорением , затем в режиме рабочего хода с осуществлением процесса резания со скоростью , а обратное движение происходит в режиме холостого хода со скоростью , при этом совершается .

В зависимости от режима работы расчетное тяговое усилие и расчетная нагрузка будут иметь выражения:

а) для рабочего хода

где - расчетная нагрузка рабочего хода;

;

- коэффициент трения;

- масса подвижной части  рабочего органа;

б) для неустановившегося режима разгона

где - расчетная нагрузка режима разгона;

;

;

- ускорение рабочего органа;

- масса подвижной части  рабочего органа;

в) для холостого хода

где - расчетная нагрузка холостого хода;

.

Расчет параметров одноштокового гидроцилиндра.

Если исполнительным двигателем является одноштоковый цилиндр, то рабочие площади полостей напора и слива не равны (рисунок 2) и расчетная нагрузка на штоке определяется по выражению

,

где - полезный перепад давления в гидроцилиндре: .

Рисунок 2 – Расчетная схема параметров гидроцилиндра с односторонним штоком.

 

Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:

.

где - полезный перепад давления в гидроцилиндре, может приниматься при проектных расчетах МПа.

Тогда мм2.

При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра является полостью напора и , поэтому диаметр поршня определяется по формуле

мм,

а диаметр штока для обычных цилиндров мм.

Полученные значения диаметров округляются до стандартных значений

мм, мм.

Определим полезный перепад давления в гидроцилиндре

 МПа,.

2. Определение расходов.

Принципы расчета расходов рабочей жидкости в гидролиниях.

Расходы рабочей жидкости в гидролиниях определяются для различных режимов работы привода  и рассчитываются при быстрых холостых перемещениях и при рабочих перемещениях для линий нагнетания и слива.

Максимальные расходы при быстрых холостых перемещениях определяются для того, чтобы обеспечить требуемые скорости быстрых перемещений, рассчитать диаметры трубопроводов и подобрать гидроаппаратуру с соответствующей пропускной способностью (дроссели, гидрораспределители, гидроклапаны и т.д.) для линий напора и слива. Расходы для рабочих перемещений при действии рабочей нагрузки определяются для того, чтобы обеспечить требуемые рабочие скорости движения, подобрать гидроаппаратуру регулирования этих скоростей (дроссели, регуляторы расхода) и рассчитать потери давления в трубопроводах.

 

Расчет расходов для силовых цилиндров возвратно-поступательного движения.

Исходной формулой для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилилидра возвратно-поступательного движения является

,

где - расход рабочей жидкости в полости цилиндра, л/мин; - рабочая площадь в полости цилиндра, мм2; - скорость движения поршня силового цилиндра, м/мин.

Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе (рис. 1 а, б), быстрых отводов при обратном ходе (рис. 1 д, е)) для полостей напора и слива определяются по формулам

 и ,

где - максимальный расход рабочей жидкости в напорной полости цилиндра, л/мин; - максимальный расход рабочей жидкости в сливной полости цилиндра, л/мин; и - рабочие площади в напорной и сливной полостях цилиндра, мм2; - скорость быстрого перемещения поршня силового цилиндра, м/мин. 

а б в

Рисунок 1 – Расчетные схемы определения расходов рабочей жидкости гидроприводов с односторонним штоком при быстром перемещении (а), рабочей подаче (б), и быстром отводе (в).

 

Рабочие площади полостей напора и слива при прямом ходе:

мм2

 мм2;

и при обратном ходе

мм2

 мм2.

- для быстрых перемещений  вперед

л/мин;

л/мин;

- для быстрых перемещений  назад при одинаковой скорости  расходы поменяются местами:

л/мин;

л/мин;

Расходы  жидкости  для  рабочих перемещений при действии рабочей нагрузки (рис.3.1, б) для полостей напора и слива определяются по формулам

 и ,

где - рабочий расход жидкости в напорной полости цилиндра, л/мин; - рабочий расход жидкости в сливной полости цилиндра, л/мин; - скорость рабочего перемещения поршня силового цилиндра, м/мин; и - рабочие площади в напорной и сливной полостях цилиндра при рабочем ходе, мм2.

- для рабочей подачи:

л/мин;

л/мин.

 

3. Описание принципиальной схемы гидравлической схемы привода.

Разработанная гидравлическая схема обеспечивает одну ступень рабочей подачи и быстрые перемещения гидроцилиндра «вперед» и «назад». Выдвижение и втягивание штока осуществляется распределителем Р1 с электромагнитным управлением, который, ко всему прочему, обеспечивает остановку в любой момент времени.

При быстром подводе распределитель Р1 и Р2 находятся в левом положении. Поток жидкости направляется через дроссель ДР1, затем по сливной линии беспрепятственно  проходит через дроссель с обратным клапаном ДР2 и попадает в бак.

При включении рабочей подачи, распределитель Р1 находится в левом положении, а Р2 в правом, таким образом поток жидкости регулируется регулятором расхода РР.

При быстром отводе распределитель Р1 установлен в правом положении, что позволяет потому жидкости пройдя через дроссель с обратным клапаном ДР2, наиболее быстрым способом оказаться в баке, при этом выполним свою функцию «втягивания штока».

Так же в системе присутствует клапан давления, который служит для поддержания разности давления в потоках.

4. Выбор насоса.

Выбранный насос должен иметь подачу не меньше наибольшей суммарной подачи и развивать давление, большее, чем то значение, на которое настраивается предохранительный клапан, т.е. и , где - давление на выходе из насоса; - давление настройки предохранительного клапана.

 

Выбор типа рабочей жидкости для гидросистемы.

Выбирается тип рабочей жидкости согласно с рекомендуемыми  
для применения в станочных приводах марками минеральных масел  
с соответствующей кинематической вязкостью.  
         При выборе типа рабочей жидкости необходимо иметь в виду, что  
раньше в гидроприводах применялись различные минеральные масла,  
не содержащие присадок, снижающих скорость их окисления и изнашивание трущихся поверхностей. В гидросистемах современного технологического оборудования применяются масла с комплексом присадок,  
обеспечивающих надежную эксплуатацию гидравлического оборудования гидросистемы и достаточно длительный срок службы самих жидкостей. К таким видам рабочих жидкостей относятся: масла индустриальные гидравлические ИГЛ-18, ИГП-30, ИГП-38 по ТУ38101413-78; гидравлические ВНИИ НП-403 ГОСТ16728-78. Применение в качестве рабочих жидкостей масел типов И-20А, И-40А по ГОСТ 20799-75 допускается для неответственных гидросистем с низким уровнем рабочего  
давления.  
Выбираем рабочую жидкость - И-20А. Его характеристики: вязкость 202/с, плотность ρ=900 кг/м3.

 

5. Определение проходных сечений трубопроводов.

При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальных расходам, проходящим 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

  и  ,

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

 и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин; и - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.

Получим:

 мм;

 мм.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода

,

где - толщина стенки трубопровода, мм; - наибольшее давление в трубопроводе, МПа; - внутренний диаметр трубопровода, мм; - предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа; - коэффициент безопасности, для участков с ненапряженным режимом работы.

- для линии напора

 мм,

- для линии слива

 мм.

 

6. Выбор элементов гидроаппаратуры.

Контрольно-регулирующая гидравлическая аппаратура подбирается по расчетным значениям рабочего давления и расходов. При выборе гидроаппаратуры необходимо учитывать, на каких участках гидролиний она должна устанавливаться. Имеются участки гидролиний, служащие только для нагнетания или слива, и участки, служащие для нагнетания и слива, периодически изменяющие свое назначение. Кроме того, имеются вспомогательные участки, на которых устанавливаются предохранительные клапаны, дроссели в ответвлении и т.д.

Основными техническими параметрами гидравлических аппаратов являются условный проход, номинальный расход и номинальное давление. При выборе типоразмера гидравлического аппарата из каталога по его техническим характеристикам нужно стремиться  выбрать такое исполнение данного типа аппарата, у которого номинальные значения давления и расхода ближе к расчетным значениям этих параметров. Если выбранный аппарат имеет значительно большее номинальное давление и расход, чем принятые рабочее давление и расчетный расход, то он имеет большую массу и размеры. Технические характеристики гидроаппаратов указываются в каталогах в виде таблиц с цифровыми значениями параметров и в виде графиков.

Б- Бак: =132 л;

ДР1 - Дроссель КВМК10: =30 МПа; Q=32 л/мин;

ДР2 - Дроссель КВМК10: =30 МПа; Q=32 л/мин;

КП – Клапан педохранительный МКПВ: =0.4-7 МПа; Q=40 л/мин;

Н - Насос- 50НРР: =5.4 МПа; Q=5/25 л/мин;

Р1 - Гидрораспределитель 4/3- WEH25: =28 МПа; Q=40 л/мин;

Р2 - Гидрораспределитель 3/2- 4WEH16: =32 МПа; Q=15 л/мин;

РР –Регулятор расхода – МПГ55: =20 МПа; Q=25 л/мин;

Ц –Гидроцилиндр – 80/40/500: =6.2 МПа.

 

7. Определение гидравлических потерь и необходимого давления.

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.

Потери давления в трубопроводе:

Δpт=0.05p = 0.05∙2=0.1 МПа;

где Δpт – потери давления, Мпа;  λ-коэффициент сопротивления трению;

λ = ;

 и – числа Рейнольдса для линий напора и слива;

 По средней скорости  потока рабочей жидкости в  трубопроводе при рабочем ходе  определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линий напора и слива:

 

Нагнетание:

= 921; λ = ;

 

Слив:

= 78.8; λ = ;

 

Где и  – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

 и – числа Рейнольдса для линий напора и слива;

 и – внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм;

- кинематическая вязкость  рабочей жидкости, ;

V – расчётная скорость потока рабочей жидкости, м/с;

l – длина трубки, м;

ρ – плотность кг/м3.

 

Требуемое давление насоса:

pн = p + + ∑

где ∑ потери давления в гидроаппаратуре равное 4.75 МПа;

pн = p + + ∑=2 + + 4.75 = 6.86 МПа;

 По расчетному давлению  настраивается с запасом предохранительный  клапан.

pK = (1.10 … 1.15)∙ pp =1.15∙6.86=7.57 МПа;

 

8. Определение мощности привода насоса.

Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия

где - мощность приводного электродвигателя, кВт;

- подача насоса, л/мин;

- давление настройки  предохранительного клапана, МПа;

- общий коэффициент полезного  действия насоса.

Тогда для быстрого подвода

 кВт.

для рабочего подвода  

 кВт.

Выбор электродвигателя - По справочным таблицам, в зависимости от расчётной мощности выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый, с высотой оси вращения 50…250мм. электродвигатель модели 4А132S4, со следующими характеристиками:

мощность 0,55 кВт;

номинальная частота вращения 1000 мин-1;

 

 

Литература

1. Глубокий В. И. Расчёт гидравлических приводов. Методическое пособие. – Мн.: БГПА, 1992. – 31 с.
2. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы. – М.: Машиностроение, 1995. – 464 с.
3. http://www.gidravlika.by/

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПРИЛОЖЕНИЕ