Санкт-Петербургский  государственный технический университет

    Механико-машиностроительный факультет

    Кафедра ГАК

    Курсовая  работа  

    Проектирование  гидропривода  
поперечной подачи токарного станка

    Студент группы 4044/1  Гвоздев М.А. 
 

    Преподаватель  Прокопеко В.А.

    Санкт-Петербург

    2002

Задание:

1. Тип станка – токарный
2. Условное обозначение циклограммы: ИП-БВ-РП-РВ-ОХ-С
3. Скорость рабочего хода Vрх=25…1000 мм/мин (0.00033…0.0133 м/с)
4. Скорость холостого хода Vхх=4 м/мин (0,033 м/с)
5. Нагрузка R=1400 кг (14 кН)
6. Общее перемещение L=600 мм (0,600 м)
7. Рабочее перемещение L=150 мм (0,15 м)
8. Вес перемещаемого груза G= 200 кг (2 кН)

1. Силовой расчет привода

    Расчет  проводится на основе условия статического равновесия силового исполнительного  органа (гидроцилиндра):

          pF-p_прF’=R+Rп+Rш+Rн (, 
где p – давление в рабочей полости цилиндра; 
p_пр – давление в сливной полости цилиндра, вызванное потерями в сливных магистралях и сопротивлением управляющих элементов; 
F и F’ – эффективные площади двух сторон поршня

          F’=F-pd_ш²/4 (, 
где d_ш – диаметр штока; 
R – полезная нагрузка (чистое сопротивление); 
Rп – сила трения на поршне; 
Rш – сила трения на штоке; 
Rн – сила трения в направляющих.

    Предварительный расчет ведется исходя из расчетной  силы сопротивления Rрасч. Расчетная сила сопротивления принимается как:

          Rрасч=1,3´R (

          Rрасч=1,3´14000=18200 Н

    Площадь цилиндра определяется из

          F=Rрасч/P (,

    где P=1,6 МПа – давление в рабочей полости цилиндра, значение принято в соответствии с рекомендациями.

          F=18200/1,6=11375м²

    Диаметр поршня

          D=2´[F/p]^0,5  (

          D=2´[11375/3.14]^0,5=120,37 мм 

    По  рассчитанному диаметру поршня и  заданному общему перемещению выбирается стандартный гидроцилиндр с односторонним штоком 125 ´25´160 по ОСТ2 Г21-1 – 73с параметрами: 
номинальное давление 10 МПа,  
давление страгивания не более 0,5 МПа;  
давление холостого хода 0,6 МПа;  
скорость поршня до 0,5 м/с; 
площадь поршня  
 F=pD²/4 ( 
 F=3.14´0.05²/4=0,00196 м² 
 F’=0.00196-3.14´25²´10^-6/4=0,00147 м²

    После выбора гидроцилиндра можно произвести расчет давления в нагнетательной полости  цилиндра при рабочем и холостом ходе (ускоренное перемещение) без учета  гидравлических потерь.

    Давление  рабочего хода

          Pр=(R+Rn+Rш+Rн)/F (

    Давление  холостого хода

          Pх=(Rn+Rш+Rн)/F (

    Давление  обратного хода

          Pх’=(Rn+Rш+Rн)/F’ ( 

    Для шевронного уплотнения штока сила Rш определяется как 
 Rш=8%´R ( 
 Rш=0.08´6000=480 Н

    Для уплотнения поршня с помощью чугунных поршневых колец 
 Rп=pDbm(p+np_к) (, 
где D=50 мм – диаметр поршня; 
b=3 мм – ширина кольца (мм); 
n=2 – количество колец на поршне; 
p=3,5 МПа (полагаем в первом приближении) – давление масла (МПа); 
p_к=0,145 МПа – контактное давление при монтаже манжеты; 
m=0,1 - коэффициент трения. 
 Rп=3.14´50´3´0,1´(3,5+2´0,145) =178,6 Н

          Рисунок 1. Силы, действующие на суппорт

    Сила  трения Rн в направляющих (см. рисунок 1) определяется для суппорта токарного станка как:

          Rн=N´m ( 
где N – сила нормального давления в направляющих. Ориентировочно полагаем

          N=((G+Pz)²+Px²)^0,5 (, 
где G=2000 Н – вес суппорта; 
Pz – тангенциальная сила резания; 
Px – осевая сила резания.

    Составляющие  силы резания при наружном продольном точении определяются как [3, c. 271]

          Px,y,z=10C_pt^xs^yvⁿK_p (  
где t, s, v – соответственно глубина, подача и скорость резания; 
С_р – эмпирический коэффициент.

    Можно приближенно полагать, что при  заданном режиме резания выполняется  соотношение

          Px:Py:Pz=C_px:C_py:C_pz (

    При заданной радиальной силе резания Py=6000 Н при наружном продольном точении получим в соответствии с [3, c. 273]

          Px:6000:Pz=300:243:339

    Откуда

          Px=6000´300/243=7407 Н

          Pz=6000´339/243=8370 Н

    Нормальное  давление имеет значение

          N=((2000+8370)²+7407²)^0,5=12744 Н

    Сила  трения в составляющих

          Rн=12744´0.1=1274,4 Н

    Величина  давления рабочего хода:

          Pр=(6000+178,6+480+1274,4)/0,00196=4,05 МПа

    Величина  давление холостого хода

          Pх=(178,6+480+1274,4)/0,00196=0,99 МПа 

    Величина  давления обратного хода

          Pх=(178,6+480+600)/0,00147 =1,31 МПа 

2. Кинематический  расчет

    Расчет  заключается в определении расходов, необходимых для обеспечения  заданных рабочих и холостых ходов  рабочих органов и выборе стандартной  насосной станции.

    Расход  определяется как:

          Qpmax=FVpmax 
 Qpmin=FVpmin 
 Qx=FVx  
 Qx’=F’Vx ( 
где: Vpmax=0,0133 м/с, Vpmin=0,00033 м/с – максимальная и минимальная скорости перемещения рабочего органа; 
Qpmax, Qpmin – потребные для максимальной и минимальной скоростей расходы жидкости; 
Vх=0,033 м/с – скорость холостого хода; 
Qх – потребный для холостого хода расход жидкости 
Qх’ – потребный для обратного хода расход жидкости.

          Qpmax=0,00196´0,0133=2,62´10^-5м³/с (1,57 л/мин) 
 Qpmin=0,00196´ 0,00033=6,54´ 10^-7м³/с (0,04 л/мин) 
 Qx=0,00196´0,033=6,54´10^-5м³/с (3,92 л/мин)  
 Qx'=0,00147´0,033=4,85´10^-5м³/с (2,91 л/мин) 

    Коэффициент использования расхода при рабочем  ходе 
 k=Qx/Qpmax (

          k=6.54/2.62=2.5

    Поскольку k=2.5<3 возможно применение гидростанции с одним насосом, обеспечивающим рабочий и холостой ходы.

    Выбирается  гидростанция 10-2,2 Г48-1 УХЛ 4-3 (ТУ2-053-1806-86), насос которой меняется на насос  БГ12-41Б.

    При выбранном исполнении 1 по частоте  вращения: 1800 об/мин (188,5 рад/с) производительность насоса составит:

          Q=Qном´n/n_ном (

          Q=3,3´1800/1500=3,96 л/мин=6,6´10^-5м³/с

    Действительное  значение скорости холостого хода составит:

          Vх=Q/F’ (

          Vх= 3,67´10^-5/0.00196=0,0337 м/с (2,02 м/мин)

    Погрешность фактической скорости Vх относительно заданной:

          dVх%=(0,0333-0,0337)/0,0333´100%= -1,0%

    Поскольку |dVх%|= 1,0%<10%, выбор насоса и гидроцилиндра является приемлемым.

3. Разработка  гидравлической схемы проектируемого гидропривода

    Основой гидравлической схемы является задаваемая циклограмма перемещений рабочего органа (рис. 2). Все управления в системах цикловой автоматики осуществляется гидрораспределителями в схемах путевого управления.

            
  Рисунок 2. Циклограмма перемещений рабочего органа

    В соответствии с заданием необходимо осуществить регулирование на выходе. Реализуются два вида движения: ускоренное нерегулируемое перемещение вперед/назад  и ход рабочей подачи, регулируемый от минимальной до максимальной величины.

    Для осуществления двух видов движения, рабочего и холостого, поток при помощи распределителя 2 (рис.2) разбивается на два потока: один поток для рабочего хода, где устанавливается регулятор 3 расхода (скорости) и обеспечивающий постоянство рабочей подачи, и другой поток для холостого хода (магистраль 7). Скорость холостого хода не регулируется, а изменением скорости хода вперед и назад из-за наличия одного штока можно пренебречь.

        
 Рисунок 3. Гидросхема

    В положении «а» распределителя Р1 осуществляется движение вперед рабочего органа 3 гидроцилиндром 2. Если при этом распределитель Р2 находится в положении «а», то жидкость по магистрали 5 без сопротивления сливается в гидростанцию, что обеспечивает холостой ход, определяемый максимальным расходом насосной установки 4.При переключении распределителя Р2 в положение «б», слив будет направлен в регулятор расхода 1, предварительно настроенный на требуемую рабочую скорость. 

                Таблица 1

          Включение распределителей  в гидросхеме по рис.2

4. Разработка  панели управления

    По  разработанной схеме согласно рассчитанным величинам расхода и давления подбирается следующая аппаратура: 
трехпозиционный  распределитель ВЕ10 64А 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81;  
двухпозиционный распределитель ВЕ10 573 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81; 
регулятор расхода ПГ55-22.

5. Расчет  потерь гидропривода

    Ориентировочный вид размещения гидрооборудования  на токарном станке 16К20 представлен на рисунке 4.

 Рисунок 4. Схема компоновки гидрооборудования

    Расчет  потерь необходим для настройки  предохранительных клапанов рабочего и холостого хода. На рабочем ходу расчет ведется для максимальной рабочей скорости 0,0133 м/с (расход 2,62´10^-5м³/с=1,57 л/мин). Рассчитывается отдельно нагнетательная и сливная ветви гидропривода – определяются потери давления Dp_н и Dp_с соответственно.

          Dp_н= Dp_{н l}+ Dp_{н м}+ Dp_{н а}  (,

          Dp_с= Dp_{с l}+ Dp_{с м}+ Dp_{с а}  (,  
где Dp_{н l}, Dp_с - потери по длине; 
Dp_{н м}, Dp_{с м} – потери в местных сопротивлениях; 
Dp_{н а l}, Dp_{с а} – потери в аппаратах.

1. Рабочий ход

          Рисунок 5. Расчетная схема привода для рабочего хода

    Рассмотрим  нагнетательную ветвь. Потери по длине Dp_н1 определяются максимальным расходом рабочего хода Q_pmax=2,62´10^-5м³/с=1,57 л/мин и общей длиной нагнетательной магистрали

          L_н=L₀+ L₁+ L₂+ L₃+ L₄+ L_р (, 
где L₀=80+242=322 мм – длина трубопровода от гидростанции; 
L₁=194 мм; L₂=30 мм; L₃=15 мм; L₄=36,6 мм – длины каналов в гидропанели; 
L_р=-2000 мм  -  длина гибкого рукава.

          L_н=322+194+30+15+36,6+2000=2598 мм

    Определим характер течения в трубопроводе

          Re=21,2´10³Q/(nd) (, 
где n=35 сСт – кинематическая вязкость масла И-40А;  
Q=1,57 л/мин - расход; 
d=10 мм – диаметр отверстия.

          Re=21,2´10³´1,57/(35´10)=95<2´10³ 
что соответствует ламинарному течению.

    При ламинарном течении потери по длине определяются по формуле [1, c. 25]

          Dp_{н 1}=8´n´Q´L/d⁴ (, 
где L=2,598 м – длина трубопровода.

          Dp_{н 1}=8´35´1,57´2,598/10⁴=0,114 кг/мм²=1,14 МПа

    Потери  в местных сопротивлениях определяются по суммарному коэффициенту x местных сопротивлений.

          Dp_{н м}=2,1´x´Q²/d⁴ (, 
где x - коэффициент сопротивления.

    Учитывая, что x_{штуцера}=0,15, x_{поворота}=2

          x=0,15´4+2´3=6,6

          Dp_{н м}=2,1´6,6´1,57²/10⁴=0,0031 кг/мм²=0,031 МПа

    Потери  в аппаратах на напорной ветви включают только потери в распределителе Р1. Потери определяются квадратичной интерполяцией

          Dp_{н а}=Dp(Q_рmax/Q)² (, 
где Q=33 л/мин – номинальный расход на распределителе; 
Dp=0,2 МПа – потери при номинальном расходе; 
Q_рmax=1,57 л/мин – значение расхода на рабочем ходу.

          Dp_{н а}=0,2´(1,57/33)²=0,0004 МПа

    Окончательно, потери на напорной ветви

          Dp_н =1,14+0,031+0,0004=1,17 МПа 

    Рассмотрим  сливную ветвь. Общая длина сливной  магистрали

          L_с=L_р+ L₅+L₆+ L₇+ L₈+ L₉ + L₁₀+ L₁₁+ L₁₂+ L₁₃+ L₁₄+ L₁₅+ L (, 
где L₅=36,6 мм, L₆=30 мм, L₇=30 мм, L₈=62,8 мм, L₉=30 мм, L₁₀=15 мм, L₁₁=25,4 мм, L₁₂=99,6 мм, L₁₃=15 мм, L₁₄=15 мм, L₁₅=78мм, 
L=322 мм – длина трубопровода от гидростанции.

          L_с= 2000+36,6+30+30+62,8+30+15+25,4+99,6+15+15+78+322=2759 мм=2,759 м

    Потери  по длине 

          Dp_{с 1}=8´35´1,57´2,759/10⁴=0,121  кг/мм²=1,21 МПа

    Коэффициент сопротивления на сливной ветви

          x=4´0,15+8´2=16,6

    Местные потери

          Dp_{с м}=2,1´16,6´1,57²/10⁴=0,0078 кг/мм²=0,078 МПа

    Потери  в аппаратах складываются из потерь на двух распределителях и регуляторе скорости. При номинальном расходе Q=33 л/мин для распределителей и Q=25 л/мин для регулятора скорости аппараты имеют следующие потери:

    распределитель  ВЕ10 64А 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81 Dp₁=0,2 МПа;

    распределитель  ВЕ10 573 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81 Dp₂=0,2 МПа;

    регулятор расхода ПГ55-22 Dp₃=0,2 МПа.

    Потери  при фактическом рабочем расходе  составляют

          Dp_{с а}=S(Dp₃´(Q_рmsx/Q_i)²) (,

          Dp_{с а}=0,2´(1,57/33)²+0,2´(1,57/33)²+0,2´(1,57/25)²=0,0017 МПа

    Окончательно, потери на сливной ветви

          Dp_с =1,21 +0,078+0,0017=1,29 МПа

    По  результатам расчета данного  пункта определяется величина давления в гидросистеме

          p_{р. кл}=p_p+Dp_н +Dp_с´F'/F (

          p_{р. кл}=4,05+1,17+1,29´0,00147/0,00196=6,19 МПа

2. Быстро  вперед

          Рисунок 6. Расчетная схема привода для режима «быстро вперед»

    Рассмотрим  нагнетательную ветвь. Расчеты пункта 5.2 в этой части будут отличаться от расчетов предыдущего пункта только значением расхода Qx=6,54´10^-5м³/с =3,92 л/мин. Длина трубопроводов напорной ветви остается такой же: L_н=2598 мм

    Определим характер течения в трубопроводе

          Re=21,2´10³´3,92/(35´10)=237,4<2´10³ 
что соответствует ламинарному течению.

    При ламинарном течении потери по длине

          Dp_{н 1}=8´35´3,92´2,598/10⁴=0,285 кг/мм²=2,85 МПа

    Местные потери при коэффициенте сопротивления x=6,6

          Dp_{н м}=2,1´6,6´3,92²/10⁴=0,0213 кг/мм²=0,213 МПа

    Потери  в аппаратах на напорной ветви 

          Dp_{н а}=0,2´(3,92/33)²=0,0028 МПа

    Окончательно, потери на напорной ветви

          Dp_н =2,85+0,213 +0,0028=3,07 МПа 

    Рассмотрим  сливную ветвь. Общая длина сливной  магистрали

          L_с=L_р+ L₅+L₆+ L₇+ L₈+ L₉ + L₁₀+ L₁₁+L 
где L₅=36,6 мм, L₆=30 мм, L₇=30 мм, L₈=62,8 мм, L₉=30 мм, L₁₀=15 мм, L₁₁=142,6 мм,  
L=322 мм – длина трубопровода от гидростанции.

          L_с= 2000+36,6+30+30+62,8+30+15+142,6+322=2669 мм=2,669 м

    Потери  по длине 

          Dp_{с 1}=8´35´2,669´3,92/10⁴=0,293 кг/мм²=2,93 МПа

    Коэффициент сопротивления на сливной ветви

          x=4´0,15+5´2=10,6

    Местные потери

          Dp_{с м}=2,1´10,6´3,92²/10⁴=0,0034 кг/мм²=0,034 МПа

    Потери  в аппаратах складываются из потерь на двух распределителях. При номинальном  расходе Q=33 л/мин для распределителей аппараты имеют потери:

    распределитель  ВЕ10 64А 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81 Dp₁=0,2 МПа;

    распределитель ВЕ10 573 41/ В220-50 Н ГОСТ 24679-81 Dp₂=0,2 МПа;

    Потери  при фактическом рабочем расходе  составляют

          Dp_{с а}=0,2´(3,92/33)²+0,2´(3,92/33)²=0,0056 МПа

    Окончательно, потери на сливной ветви

          Dp_с =2,93+0,034+0,0056=2,97 МПа 

    Давление  в гидросистеме на данном режиме

          p_{х кл}=p_х+Dp_н +Dp_с´F'/F (

          p_{р. кл}=0,99+3,07+2,97´0,00147/0,00196=6,29 МПа

3. Обратный  ход

          Рисунок 7. Расчетная схема привода для режима «обратный ход»

    Рассмотрим нагнетательную ветвь. Обратный ход обеспечивает расход Qx'=4,85´10⁵м³/с=2,91 л/мин.

    Длина трубопроводов напорной ветви