Проектирование гидропривода (123823)

Посмотреть архив целиком

Введение


Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объёмных гидродвигателей), предназначенную для приведение в движение механизмов и машин посредствам рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.

Широкое использование гидроприводов определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости (при условии хорошей плавности движения), возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиты системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий. С помощью гидроцилиндров удаётся получить прямолинейное движение без кинематических преобразований, а также обеспечить определённое соотношение скоростей прямого и обратного ходов.

В современных станках и гибких производственных системах с высокой степенью автоматизации цикла требуется реализация множества различных движений. Компактные гидродвигатели легко встроить в станочные механизмы и соединить трубопроводами с насосной установкой, имеющий один или два насоса. Такая система открывает широкие возможности для автоматизации цикла, контроля и оптимизации рабочих процессов, применения копировальных, адаптивных или программных систем управления, легко поддаётся модернизации, состоит, главным образом, из унифицированных изделий, серийно выпускаемых специализированными заводами. К основным преимуществам гидропривода следует отнести также достаточно высокое значение КПД, повышенную жёсткость и долговечность.

Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование. Это потери на трение и утечки, снижающие КПД гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах полезны, поскольку улучшают условия смазывания и теплоотвода, в то время как наружные утечки приводят к повышенному расходу масла, загрязнению гидросистемы и рабочего места. Необходимость применения фильтров тонкой очистки для обеспечения надёжности гидроприводов повышает стоимость последних и усложняет техническое обслуживание. Работоспособность резко снижается при попадании воздуха и воды в минеральное масло. Изменение вязкости масла при его разогреве приводит к изменению скорости движения рабочих органов. Узлы гидропривода весьма трудоёмки в изготовлении. В связи с наличием внутренних утечек затруднена точная координация движения гидродвигателей.

Краткий анализ приводов различного типа применительно к конкретным условиям, позволяет выбрать оптимальность технического применения. Применение промежуточного энергоносителя (масло) целесообразно лишь в тех случаях, когда преимущество гидропривода имеет решающие значение. Если привод может быть успешно реализован средствами гидравлики или электрики, предпочтение должно быть отдано последней.

При правильном конструировании, изготовлении и эксплуатации гидроприводов их недостатки могут быть сведены к минимуму. Для этого нужно хорошо знать унифицированные узлы гидропривода, централизованно изготавливаемые специализированными заводами, а так же типовые узлы специального назначения.




1. Принцип работы


Гидропривод предназначен для управления гидроцилиндрами, подвода протяжки и рабочего хода.

Регулятор расхода обеспечивает скоростное изменение движения штока.

1. Подвод протяжки.

Включен электромагнит 6э. Масло от лопастного насоса Н1 через фильтры Ф1, Ф2 гидрораспределитель Р3 нагнетается в бесштоковую полость вспомогательного цилиндра. Из штоковой полости масло вытесняется и идет на слив.

В конце подвода протяжки срабатывает конечный выключатель 5 пв, который дает команду на включение электромагнитов Iэ, IIIэ, и выключения электромагнита 6э.

2. Настроенный рабочий ход.

Производительность поршневого насоса будет соответствовать настроенному рабочему ходу. Масло нагнетается в штоковую полость рабочего цилиндра. Из бесштоковой полости масло поступает во всасывающую линию насоса. Излишки масла (разность объемов без- и штоковой полости) сливаются через подпорный клапан насоса, который обеспечивает необходимый подпор в обратной полости рабочего цилиндра.

При, входе калибрирующих зубьев протяжки в обрабатываемую деталь срабатывает конечный выключатель 3 пв, который дает команду на отключение электромагнита IIIэ.

3. Замедленный рабочий ход.

Производительность насоса уменьшиться, следовательно, уменьшиться скорость резанья.

В конце рабочего хода срабатывает конечный выключатель 1 пв, который дает команду на отключение электромагнита Iэ. Происходит останов станка.

4. Настроенный обратный ход.

Принажатой кнопке управления, включается электромагнит IIэ. Масло нагнетается в бесштоковую полость рабочего цилиндра.

Из штоковой полости масло через обратный клапан ОК2 вытесняется в бесштоковую полость. Так как давление в обеих полостях одинаково, а площадь поршня в бесштоковой полости больше, следовательно, поршень будет перемещаться влево


Принципиальная гидравлическая схема




2. Специальная часть


2.1 Исходные данные


Нагрузка на штоке

Длина хода поршня

Скорость хода поршня

Перепад температур


2.2 Ориентировочно-энергетический расчет


1. Ориентировочно находим полезную мощность:



2. Ориентировочно находим затраченную мощность:



Принимаем:

КПД насоса ;

КПД гидросистемы ;

КПД цилиндра



2.3 Выбор рабочей жидкости


На состояние рабочей жидкости, прежде всего, влияет широкий диапазон рабочих температур, а также наличие больших скоростей и высоких давлений. Существенное значение при выборе рабочей жидкости имеет:

  • Вязкость, свойство, определяющее сопротивление жидкости относительному перемещению её слоёв.

  • Сжимаемость, характеризуется объёмным модулем упругости.

  • Температура вспышки – это такая критическая температура, при которой происходит самовоспламенение газовых выделений при соприкосновении их с воздухом.

  • Температура застывания – это температура, при которой масло теряет своей текучести.

К рабочим жидкостям гидропривода предъявляют следующие требования:

1. Хорошие смазывающие свойства, которые связаны с прочностью масляной плёнки и способностью противостоять разрыву. Рабочая жидкость должна предупреждать контактирование и схватывание металла, т.е. обладать противозадирными и противоизносными свойствами.

2. Стабильность свойств в процессе эксплуатации – это способность сохранять свой свойства при работе.

3. Антипенные свойства характеризуют способность жидкости выделять воздух или другие газы без образования пены.

4. Стойкость жидкости к образованию эмульсии. Характеризуется способностью жидкости расслаиваться или отделять попавшую в неё воду.

5. Антиокислительная стабильность – определяет долговечность работы масла в гидроприводе.

6. Низкая стоимость и не дефицитность.

Таким образом, рабочая жидкость станочных гидроприводов должны быть присущи: хорошие смазочные свойства, малое изменение вязкости при изменении температуры, большой модуль упругости, высокую стабильность против окисления, сопротивление вспениванию, малая плотность, совместимость с материалами гидросистемы, малая способность к растворению воздуха, хорошая тепло проводимость, возможно меньший коэффициент теплового расширения, незначительная взаимная растворимость с водой, большая удельная теплоёмкость, не токсичность и отсутствие резкого запаха, прозрачность и наличие характерной окраски.

Преимущественное применение в станочных гидроприводах должны иметь масла серии И, которые изготовлены из нефти, подвергнутых глубокой селективной очистке, содержат антиокислительную, противоизносную, антикоррозийную и противопенную присадки. В связи с этим предлагаю для данного гидропривода масло И-18 ГОСТ 16728–78.


Рисунок 2


Зависимость вязкости масла И-18 от температуры


Марка масла

Кинематическая вязкость сСт


Температура замерзания оС

Температура вспышки оС


Плотность

кг/м3

И-18

19.5–22

15

+210

800



2.4 Определение геометрических размеров и параметров Г.Ц.


1.; Принимаем:


2. Нахождение диаметра поршня гидроцилиндра:



По ГОСТ 12447–80, принимаю Д=110 мм

3. Определение диаметра штока:



4. Определение номинального расхода Г.П.:




По найденным параметрам потока выбираем гидравлическое оборудование.


2.5 Выбор гидравлического оборудования


Насос пластинчатый нерегулируемый, тип: Г12–33М.



F=0,13м2


Рисунок 3


Гидрораспределитель 4/3 с электрогидравлическим управлением, тип: B16.


F=0,13м2


Рисунок 4


Обратный клапан, тип: Г51–34

F=0,13м2


Рисунок 5


Предохранительный клапан непрямого действия, тип:


F=0,13м2


Рисунок 6


Фильтр напорный, тип: 2ФГМ32–10К.



Рисунок 7


2.6 Расчет энергетических потерь


На всасывании:


;

- Турбулентный режим


На нагнетании:


; уточнение: 25 мм.

- Турбулентный режим


На сливе:


; уточнение: 32 мм

Турбулентный режим


Определяем суммарные потери давления в приводе.



Определяем кпд гидролиний:



2.7 Выбор уплотнения


Для поршня выбираем уплотнения резиновые.

Рисунок 10


Для штока выбираем уплотнения резиновые.


Рисунок 11


Эти уплотнения предназначены для гидроцилиндров, перемещающихся со скоростью до 0,5 м/с, при давлении до 50 МПа, температуре , ходе до 10 н и частоте срабатывания до 0,5 Гц. В зависимости от конструкции и рабочего давления манжеты разделяются на три типа: 1–3 – давления до 50 МПа; 2 – давления до 32 МПа. При монтаже место установки и трущиеся поверхности следует смазывать тонким слоем густого смазочного материала. Манжеты с d > 76 мм могут монтироваться в закрытых канавках поршня, причем их кратковременное растяжение при монтаже должно быть не более 25%.


2.8 Расчет потерь в гидроцилиндре


2.8.1 Определяем силу трение в уплотнениях поршня и штока

Принимаем: ; f=0,1; H=10 мм



2.8.2Определение по формуле:



2.8.3 Определение силу противодавления:



2.8.4 Определяем силу инерций:

при разгон



Масса приведенная



при торможений:



2.8.5 Гидромеханический КПД цилиндра определяется по формуле:




2.9 Прочностной расчет


2.9.1 Определение максимального давления в цилиндре:


МПа


Принимаем: =150МПа


2.9.2 Определение толщины крышки гидроцилиндра:



2.9.3 Момент инерции штока:



2.9.4 Определение допустимой нагрузки на шток:



2.9.5 Определение толщины стенки цилиндра:




2.5 Прочностной расчет трубопровода


для стали []=110МПа

1. Определение толщины стенки трубопровода на линии всасывания:



2. Определение толщины стенки трубопровода на нагнетательной линии:


Принимаем как 1 мм


3. Определение толщины стенки на сливе:


Принимаем как 1 мм


4. Определение наружного диаметра всасывающего трубопровода:



5. Определение наружного диаметра нагнетающего трубопровода:



6. Определение наружного диаметра сливного трубопровода:





2.6 Тепловой расчет


Принимаем:

КПД цилиндра ;

КПД гидролинии ;

КПД насоса

1. Определяем КПД привода:



2. Определение затраченной мощности:



2.1. Определение суммарных потерь мощности:



3. Определение объема бака:



3.1. Определение теплоотдающей площади бака:



3.2. Нахождение площади теплоотдающих поверхностей всех элементов гидропривода:



3.3. Нахождение площади теплоотдающей поверхности трубопроводов:



3.4. Нахождение суммарной площади теплоотдающих поверхностей всех трубопроводов:



4. Нахождение температуры установившегося теплового баланса.

Принимаем ; рассмотрим случай с естественным охлаждением гидропривода :



Выбранная рабочая жидкость допускает повышение от до тепловой расчет выдержан.

5. Определяем суммарную массу элементов:



6. Определяем суммарную массу трубопроводов:



7. Определяем массу жидкости:



8. Определяем массу бака:



9. Определяем суммарную массу гидропривода:



10. Время установления температурного баланса:





3. Специальная часть


3.1 Исходные данные


Нагрузка на штоке

Длина хода поршня

Скорость хода поршня

Перепад температур


3.2 Ориентировочно энергетический расчет


1. Ориентировочно находим полезную мощность:



2. Ориентировочно находим затраченную мощность:



Принимаем:

КПД насоса ;

КПД гидросистемы ;

КПД цилиндра

3. Ориентировочно находим потери энергий в приводе:




1.5. Определение геометрических размеров и параметров Г.Ц.

1. Принимаем

2. Нахождение диаметра поршня гидроцилиндра:


Принимаем: D=100 мм


3. Определение диаметра штока:



4. Определение номинального расхода Г.П.:




По найденным параметрам потока выбираем гидравлическое оборудование.


3.3 Выбор гидравлического оборудования


Насос управления Шестеренный, тип: НШ 12–41М.


F=0,352м2


Насос Радиально-поршневой, тип: НР 4М-450А-10.


F=0,874м2


Гидрораспределитель 4/3 с электрогидравлическим управлением, тип: B16. (4 шт.)


F=0,13 м



Рисунок 4


Гидрораспределитель c гидравлическим управлением: Тип P323


F=0.079м2


Обратный клапан, тип: Г51–27 (2 шт.)


F=0,027м2


Рисунок 5


Предохранительный клапан непрямого действия, (2 шт.)


F=0,13м2


Рисунок 6


Предохранительный клапан шестеренного насоса.


F=0,027м2


Рисунок 6


3.4 Расчет энергетических потерь


На всасываний


Принимаем

Турбулентный режим


На нагнетании:


; уточнение: 40 мм.

- Турбулентный режим


На сливе:


; уточнение: 40 мм

Турбулентный режим


Определяем суммарные потери давления в магистралях.



Определяем КПД гидролиний:



3.5 Выбор уплотнения


Для поршня выбираем уплотнения резиновые.


Рисунок 10


Для штока выбираем уплотнения резиновые.



Рисунок 11


Эти уплотнения предназначены для гидроцилиндров, перемещающихся со скоростью до 0,5 м/с, при давлении до 50МПа, температуре , ходе до 10н и частоте срабатывания до 0,5Гц. В зависимости от конструкции и рабочего давления манжеты разделяются на три типа: 1–3 – давления до 50МПа; 2 – давления до 32МПа. При монтаже место установки и трущиеся поверхности следует смазывать тонким слоем густого смазочного материала. Манжеты с d > 76 мм могут монтироваться в закрытых канавках поршня, причем их кратковременное растяжение при монтаже должно быть не более 25%.


3.6 Расчет потерь в гидроцилиндре рабочего хода


3.6.1 Определяем силу трение в уплотнениях поршня и штока:

Принимаем: ; f=0,1




Определение давления по формуле:



3.6.2 Определение силу противодавления:



3.6.3 Определяем силу инерций:

при разгон


Масса приведенная


при торможений:



3.6.4. Гидромеханический КПД цилиндра определяется по формуле:




3.7 Прочностной расчет


3.7.1 Определение максимального давления в цилиндре:



Принимаем: =250МПа

3.7.2 Определение толщины крышки гидроцилиндра:



3.7.3 Момент инерции штока:



3.7.4 Определение допустимой нагрузки на шток:



3.7.5 Определение толщины стенки цилиндра:




3.8 Прочностной расчет трубопровода


для стали []=110МПа


3.8.1 Определение толщины стенки трубопровода на линии всасывания:



3.8.2 Определение толщины стенки трубопровода на нагнетательной линии:



Принимаем как 5 мм


3.8.3 Определение толщины стенки на сливе:


Принимаем как 5 мм


3.8.4 Определение наружного диаметра всасывающего трубопровода:



3.8.5 Определение наружного диаметра нагнетающего трубопровода:



3.8.6 Определение наружного диаметра сливного трубопровода:




3.9 Тепловой расчет


Принимаем:

КПД цилиндра ;

КПД гидролинии ;

КПД насоса


3.9.1


3.9.2 Определение затраченной мощности:



3.9.3 Определение суммарных потерь мощности:



3.9.4 Определение объема бака:



3.9.5 Определение теплоотдающей площади бака:




3.9.6 Нахождение площади теплоотдающих поверхностей всех элементов гидропривода:



3.9.7 Нахождение площади теплоотдающей поверхности трубопроводов:



3.9.8 Нахождение суммарной площади теплоотдающих поверхностей всех трубопроводов:



3.9.9 Нахождение температуры установившегося теплового баланса


Принимаем ; рассмотрим случай с естественным охлаждением гидропривода :



Выбранная рабочая жидкость допускает повышение от до тепловой расчет выдержан.



3.9.10 Определяем суммарную массу элементов:



3.9.11 Определяем суммарную массу трубопроводов:



3.9.12 Определяем массу жидкости:



3.9.13 Определяем массу бака:



3.9.14 Определяем суммарную массу гидропривода:



3.9.15 Время установления температурного баланса:



3.10 Расчет предохранительного клапана


Исходные данные:


3.10.1 Определяем давление открытого клапана:



3.10.2 Диаметр подводящего отверстия:



3.10.3 Диаметр шарикового затвора:



3.10.4 Сила предварительного поджатия пружины:



3.10.5 Диаметр проволоки пружины:




3.10.6 Величина предварительного поджатия пружины: ;



Расчет пластинчатого насоса двукратного действия.

Исходные данные:


3.1.1 Расчет пластинчатого насоса двукратного действия.



3.1.2 ;


3.1.3 .


3.1.4 - полезная мощность


3.1.5 – приводная мощность


3.1.6 – диаметр вала


3.1.7 - нагрузка на подшипники вала.






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.