Разработка гидропривода - торцовочного круглопильного станка (126079)

Посмотреть архив целиком

Федеральное агентство по образованию

Уральский государственный лесотехнический университет

Кафедра "Станков и Инструментов"











Расчетно–графическая работа

Разработка гидропривода – торцовочного круглопильного станка














Екатеринбург 2006


Содержание


Введение

1. Принимаемая гидравлическая схема, её описание и принцип работы

2. Определение основных параметров гидропривода

2.1 Определение давлений в полостях нагнетания и слива

2.2 Определение параметра гидроцилиндра

2.3 Определение определения давлений в полостях силового цилиндра

3. Выбор гидронасоса

3.1 Расчет диаметра трубопровода и скорости движения жидкости

4. Выбор гидроаппаратуры

4.1 Определение действительных перепадов давлений

5. Определение КПД гидропривода

5.1 Определение КПД гидропривода при постоянной нагрузке

5.2 Определение КПД гидропривода при работе в цикличном режиме

6. Расчет объема гидробака

Заключение

Библиографический список



Введение


Станки для поперечной распиловки типа ЦПА-40 предназначены для распиловки поперёк волокон досок и брусков на чистовые и черновые заготовки определённой длины или для удаления из них дефектов. Данный тип станка с неподвижным суппортом, подача осуществляется суппортом на неподвижную заготовку. При торцовке в размер используют базирующие упоры. Пильный суппорт перемещается с прямолинейным перемещением по направляющим и в шарнирно-рычажной системе.

Управление движения суппорта осуществляется гидравлической системой. Она управляется в ручную станочником. Рабочий, нажимая на педаль, управляет передвижением суппорта. Гидравлическая система должна быть малогабаритной, создавать необходимое усилие на штоке, создавать максимальное время и скорость срабатывания.

Достоинства гидропривода:

- компактность;

- передаются большие усилия и мощности;

- бесступенчатое регулирование в плавных и широких пределах;

- простота преобразования вращательных движений в поступательные;

- возможность частичного реверсивного;

- высокая скорость быстродействия.



1. Принимаемая гидравлическая схема, её описание и принцип работы


Рисунок 1. Предлагаемая схема гидропривода круглопильного торцовочного станка: 1-гидроцилиндр; 2-золотник; 3-манометр; 4-фильтр; 5-предохранительный клапан; 6-насос


Управление гидроцилиндром (1) осуществляет от трёхпозиционного распределителя (2), который обеспечивает рабочий ход, реверсирование, холостой ход и стоп суппорта в конце холостого хода. Для включения подачи рабочий нажимает ножной педалью конечный выключатель. Включается электромагнит и переводит распределитель в крайнее левое положение. При этом обе полости гидроцилиндра соединяются с напорной магистралью. Из-за создаваемой разности усилий с правой и левой сторон поршня он двигается в сторону штоковой полости – суппорт совершает рабочий ход из левой полости гидроцилиндра масло переливается в правую полость.

В конце рабочего хода распределитель переключается в крайнее правое положение. Бесштоковая полость гидроцилиндра соединяется со сливом. Суппорт совершает обратный ход.

В конце холостого хода распределитель переключается в среднее положение. При этом подача масла в правую полость закрывается, а напорная магистраль переключается на слив. Суппорт останавливается, гидронасос разгружается. Дроссель обеспечивает регулирование скорости подачи суппорта в пределах 5-36 м/мин.


Таблица 1.1 Исходные данные

Показатель

Обозначение

Размерность

Величина

Усилие на штоке

R

кН

12

Ход поршня

S

м

0,5

Время рабочего хода

tp

с

5

Отношение времени х.х. к р.х.

tx /tp


0,8

Температура рабочей жидкости

Tm

0С

55

Температура окр. среды

To

0С

15

Длины трубопроводов

l1, l2

м

2, 3



2. Определение основных параметров гидропривода


2.1 Определение давлений в полостях нагнетания и слива


Применительно к разрабатываемому гидроприводу давление P1 в поршневой полости определяется по формуле


P1 = PHΔPзол ΔPФ ΔP1;


а давление P2 в штоковой полости


P2 = ΔPдр + ΔP2 + ΔPпр + ΔPзол


где PH - давление развиваемое насосом, МПа;

ΔPзол - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

P1 и P2 - перепады давлений в трубопроводах l1 и l2, МПа;

ΔPдр - перепад давления на дросселе, МПа;

ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа;

ΔPпр – перепад давления в предохранительном клапане, МПа.

Применительно к данному гидроприводу перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом

ΔPзол = 0,2 МПа;

ΔPдр = 0,3 МПа;

ΔPФ = 0,1 МПа;

ΔPпр = 0,15 МПа;

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP1 = ΔP2 = 0,2 МПа.

P1 = 1,6 – 0,1 – 0,2 0,2=1,1 МПа;

P2 = 0,3 + 0,2 + 0,15 + 0,2=0,85 МПа.


2.2 Определение параметра гидроцилиндра


Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения





где υПР и υПХ - скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле


Q = υ П · F


Считаем, что расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то


Q = υПP · F1 и Q = υПX · F2


поэтому





Из этого следует, что:





откуда






Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:





Диаметр поршня будет равен:





Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне T = (0,02...0,1)R

Определим диаметр поршня D.

D==0,17 м

Полученный диаметр сравниваем со стандартным рядом: 40, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110. Так как у нас значение превышает 150 мм то повышаем давление Рн до 3,2 МПа, тогда Р1=3,2-0,1-0,2-0,2=2,7 МПа

D==0,08 м

Принимаем диаметр цилиндра 80 мм.

d==35 (мм)

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле






Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·106 Н/м2).

=2 мм.


2.3 Определение давлений в полостях силового цилиндра


Обозначим полезные площади силового цилиндра через F1 и F2, а давления в этих полостях через P1 и P2


,


где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

Уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции, имеет вид


P1 F1 = P2 F2 + R + T


где T - сила трения, приложенная к поршню.

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2.

F1==0.005 м2;

F2== 0.004 м2.



3. Выбор гидронасоса


Определяем расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра,





где υПР - скорость перемещения поршня, м/с.


υПР=

υПР==0,1 м/с;

ΔQЦ1=0,1·=9,6 л/мин=0,00016 м3/с.


Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле


QH = (QЦ1 + ΔQЦz + ΔQзол


где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре;

ΔQзол - утечки в золотнике;

z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ и в распределителе ΔQзол рассчитываются по формулам:





Принимаем Р*=6,3 Мпа, ΔQ*Ц=0,05 л/мин, ΔQзол=0,1 л/мин.

ΔQЦ==0,02 л/мин;

ΔQзол ==0,04 л/мин.

QH = (9,6 + 0,02 )·1 + 0,04=9,66 л/мин.

Рабочий объем насоса





где n - частота вращения ротора насоса, принимаем n=950 мин-1; η0 - объемный КПД насоса, принимаем η0=0,9.

q==0.011 л =11см3.

По рабочему объёму и подаче выбираем насос Г 12-32 АМ


Таблица 3.1 Основные параметры насоса Г 12-32 АМ

Основные параметры

Г12-32 АМ

Рабочий объем q, см3

16

Номинальная подача Q*, л/мин

12

Номинальное давление P*, МПа

6,3

Объемный КПД η0* при P* = 2,5 МПа

0,81

Полный КПД, η

0,7


Действительный объемный КПД можно найти из выражения




η0==0.76


Вычислив η0, определяется рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточнятся расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак


Случайные файлы

Файл
169422.rtf
70948.rtf
31751.rtf
21814-1.rtf
114064.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.