Гидропневматические машины и приводы

VVVVVV.д^сI^аV|.сот

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ. Курс лекций

Размещено на http://www.allbest.ru/

56

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Назначение и устройство гидропривода с объемным регулированием

2. Поршневые пневматические двигатели

3. Расчет гидропривода металлорежущего станка

Список использованных источников

1. Назначение и устройство гидропривода с объемным регулированием

Структурная схема гидропривода

Гидроприводом называется совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости, находящейся под давлением, с одновременным выполнением функций регулирования и реверсирования скорости движения выходного звена гидродвигателя.

Гидроприводы могут быть двух типов: гидродинамические и объемные. В гидродинамических приводах используется в основном кинетическая энергия потока жидкости. В объемных гидроприводах используется потенциальная энергия давления рабочей жидкости.

Объемный гидропривод состоит из гидропередачи, устройств управления, вспомогательных устройств и гидролиний (рис. 1.1).

Рисунок 1.1 - Схема объемного гидропривода

Объемная гидропередача, являющаяся силовой частью гидропривода, состоит из объемного насоса (преобразователя механической энергии приводящего двигателя в энергию потока рабочей жидкости) и объемного гидродвигателя (преобразователя энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходного звена).

В состав некоторых объемных гидропередач входит гидроаккумулятор (гидроемкости, предназначенные для аккумулирования энергии рабочей жидкости, находящейся под давлением, с целью последующего ее использования для приведения в работу гидродвигателя). Кроме того, в состав гидропередач могут входить также гидропреобразователи - объемные гидромашины для преобразования энергии потока рабочей жидкости с одними значениями давления Р и расхода (2 в энергию другого потока с другими значениями Р и )).

Устройства управления предназначены для управления потоком или другими устройствами гидропривода. При этом под управлением потоком понимается изменение или поддержание на определенном уровне давления и расхода в гидросистеме, а также изменение направления движения потока рабочей жидкости. К устройствам управления относятся:

гидрораспределители, служащие для изменения направления движения потока рабочей жидкости, обеспечения требуемой последовательности включения в работу гидродвигателей, реверсирования движения их выходных звеньев и т.д.;

регуляторы давления (предохранительный, редукционный, переливной и другие клапаны), предназначенные для регулирования давления рабочей жидкости в гидросистеме;

регуляторы расхода (делители и сумматоры потоков, дроссели и регуляторы потока, направляющие клапаны), с помощью которых управляют потоком рабочей жидкости;

гидравлические усилители, необходимые для управления работой насосов, гидродвигателей или других устройств управления посредством рабочей жидкости с одновременным усилением мощности сигнала управления.

Вспомогательные устройства обеспечивают надежную работу всех элементов гидропривода. К ним относятся: кондиционеры рабочей жидкости (фильтры, теплообменные аппараты и др.); уплотнители, обеспечивающие герметизацию гидросистемы; гидравлические реле давления; гидроемкости (гидробаки и гидроаккумуляторы рабочей жидкости) и др.

Состав вспомогательных устройств устанавливают исходя из назначения гидропривода и условий, в которых он эксплуатируется.

Гидролинии (трубы, рукава высокого давления, каналы и соединения) предназначены для прохождения рабочей жидкости по ним в процессе работы объемного гидропривода. В зависимости от своего назначения гидролинии, входящие в общую гидросистему, подразделяются на всасывающие, напорные, сливные, дренажные и гидролинии управления.

Классификация и принцип работы гидроприводов

В зависимости от конструкции и типа входящих в состав гидропередачи элементов объемные гидроприводы можно классифицировать по нескольким признакам.

1. По характеру движения выходного звена гидродвигателя:

гидропривод вращательного движения (рис.1.2, а), когда в качестве гидродвигателя применяется гидромотор, у которого ведомое звено (вал или корпус) совершает неограниченное вращательное движение;

гидропривод поступательного движения (рис.1.2, б, в), у которого в качестве гидродвигателя применяется гидроцилиндр - двигатель с возвратно-поступательным движением ведомого звена (штока поршня, плунжера или корпуса);

гидропривод поворотного движения (рис.1.2, г), когда в качестве гидродвигателя применен поворотный гидроцилиндр, у которого ведомое звено (вал или корпус) совершает возвратно-поворотное движение на угол, меньший 360°.

2. По возможности регулирования:

регулируемый гидропривод, в котором в процессе его эксплуатации скорость выходного звена гидродвигателя можно изменять по требуемому закону. В свою очередь регулирование может быть дроссельным (рис.1.2, б, г), объемным (рис.1.2, а), объемно-дроссельным или изменением скорости двигателя, приводящего в работу насос. Регулирование может быть ручным или автоматическим. В зависимости от задач регулирования гидропривод может быть стабилизированным, программным или следящим; нерегулируемый гидропривод, у которого нельзя изменять скорость движения выходного звена гидропередачи в процессе эксплуатации.

3. По схеме циркуляции рабочей жидкости:

гидропривод с замкнутой схемой циркуляции (рис.1.2, а), в

котором рабочая жидкость от гидродвигателя возвращается во всасывающую гидролинию насоса. Гидропривод с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости компактен, имеет небольшую массу и допускает большую частоту вращения ротора насоса без опасности возникновения кавитации, поскольку в такой системе во всасывающей линии давление всегда превышает атмосферное. К недостаткам следует отнести плохие условия для охлаждения рабочей жидкости, а также необходимость спускать из гидросистемы рабочую жидкость при замене или ремонте гидроаппаратуры;

гидропривод с разомкнутой системой циркуляции (рис.1.2, б, в, г), в котором рабочая жидкость постоянно сообщается с гидробаком или атмосферой. Достоинства такой схемы - хорошие условия для охлаждения и очистки рабочей жидкости. Однако такие гидроприводы громоздки и имеют большую массу, а частота вращения ротора насоса ограничивается допускаемыми (из условий бескавитационной работы насоса) скоростями движения рабочей жидкости во всасывающем трубопроводе.

4. По источнику подачи рабочей жидкости:

насосные гидроприводы, в которых рабочая жидкость подается в гидродвигатели насосами, входящих в состав этих гидроприводов;

аккумуляторные гидроприводы, в которых рабочая жидкость подается в гидродвигатели из гидроаккумуляторов, предварительно заряженных от внешних источников, не входящих в состав данных гидроприводов;

магистральные гидроприводы, в которых рабочая жидкость подается к гидродвигателям от специальной магистрали, не входящей в состав этих приводов.

5. По типу приводящего двигателя гидроприводы могут
быть с электроприводом, приводом от ДВС, турбин и т.д.

Принцип работы объемного гидропривода основан на законе Паскаля, по которому всякое изменение давления в какой-либо точке покоящейся жидкости, не нарушающее ее равновесия, передается в остальные ее точки без изменения (рис.1.2).

Насосом 1 рабочая жидкость подается в напорную гидролинию 3 и далее через распределитель 5 к гидродвигателю 2. При одном положении гидрораспределителя совершается рабочий ход гидродвигателя, а при другом положении -холостой. Из гидродвигателя жидкость через распределитель поступает в сливную гидролинию и далее или в гидробак 9, или во всасывающую гидролинию насоса (в гидроприводах с замкнутой схемой циркуляции рабочей жидкости, см. рис.1.2, а). В резервуаре жидкость охлаждается и снова поступает в гидросистему. Надежная работа гидропривода возможна только при соответствующей очистке рабочей жидкости фильтрами 8.

Регулирование скорости движения выходного звена гидродвигателя может быть дроссельным или объемным. При дроссельном регулировании в гидросистеме устанавливаются нерегулируемые насосы, а изменение скорости движения выходного звена достигается изменением расхода рабочей жидкости через дроссель 6. При объемном регулировании скорость движения выходного звена гидродвигателя изменяется подачей регулируемого насоса либо за счет применения регулируемого гидромотора.

Защита гидросистемы от чрезмерного повышения давления обеспечивается предохранительным 4а или переливным 4б клапанами, которые настраиваются на максимально допустимое давление. Если нагрузка на гидродвигатель возрастает сверх установленной, то весь поток рабочей жидкости будет идти через предохранительный или переливной клапаны, минуя гидродвигатель. Контроль за давлением на отдельных участках гидросистемы осуществляется по манометрам 11.

Работа гидроагрегатов сопровождается утечками рабочей жидкости. В гидросистемах с замкнутой циркуляцией утечки компенсируются специальным подпитывающим насосом 1а (рис.1.2, а).

а)	б)
в)	г)

Ри.1.2. Варианты принципиальных схем гидроприводов:

а - с объемным регулированием; б - с дроссельным регулированием; в - нерегулируемый; г - с дроссельным регулированием рабочего и холостого ходов.

гидропривод поршневой пневматический двигатель металлорежущий

Преимущества и недостатки гидропривода

Широкое распространение гидропривода объясняется тем, что этот привод обладает рядом преимуществ перед другими видами приводов машин. Вот основные из них.

Бесступенчатое регулирование скорости движения выходного звена гидропередачи и обеспечение малых устойчивых скоростей. Минимальная угловая скорость вращения вала гидромотора может составлять 2.. .3 об/мин.

Небольшие габариты и масса. Время разгона, благодаря меньшему моменту инерции вращающихся частей не превышает долей секунды в отличие от электродвигателей, у которых время разгона может составлять несколько секунд.

Частое реверсирование движения выходного звена гидропередачи. Например, частота реверсирования вала гидромотора может быть доведена до 500, а штока поршня гидроцилиндра даже до 1000 реверсов в минуту. В этом отношении гидропривод уступает лишь пневматическим инструментам, у которых число реверсов может достигать 1500 в минуту.

Большое быстродействие и наибольшая механическая и скоростная жесткость. Механическая жесткость - величина относительного позиционного изменения положения выходного звена под воздействием изменяющейся внешней нагрузки. Скоростная жесткость - относительное изменение скорости выходного звена при изменении приложенной к нему нагрузки.

Автоматическая защита гидросистем от вредного воздействия перегрузок благодаря наличию предохранительных клапанов.

Хорошие условия смазки трущихся деталей и элементов гидроаппаратов, что обеспечивает их надежность и долговечность. Так, например, при правильной эксплуатации насосов и гидромоторов срок их службы доведен в настоящее время до 5...10 тыс. ч работы под нагрузкой. Гидроаппаратура может не ремонтироваться в течение долгого времени (до 10.15 лет).

7. Простота преобразования вращательного движения возвратно - поступательное и возвратно-поворотные безприменения каких-либо механических передач, подверженных износу.

Говоря о преимуществах гидропривода, следует отметить простоту автоматизации работы гидрофицированных механизмов, возможность автоматического изменения их режимов работы по заданной программе.

Гидроприводу присущи и недостатки, которые ограничивают его применение. Основные из них следующие.

Изменение вязкости применяемых жидкостей от температуры, что приводит к изменению рабочих характеристик гидропривода и создает дополнительные трудности при эксплуатации гидроприводов (особенно при отрицательных температурах).

Утечки жидкости из гидросистем, которые снижают КПД привода, вызывают неравномерность движения выходного звена гидропередачи, затрудняют достижение устойчивой скорости движения рабочего органа при малых скоростях.

Необходимость изготовления многих элементов гидропривода по высокому классу точности для достижения малых зазоров между подвижными и неподвижными деталями, что усложняет конструкцию и повышает стоимость их изготовления.

Взрыво- и огнеопасность применяемых минеральных рабочих жидкостей.

Невозможность передачи энергии на большие расстояния из-за больших потерь на преодоление гидравлических сопротивлений и резкое снижение при этом КПД гидросистемы.

Со многими из этих недостатков можно бороться. Например, стабильность вязкости при изменении температуры достигается применением синтетических рабочих жидкостей. Окончательный выбор типа привода устанавливается при проектировании машин по результатам технико-экономических расчетов с учетом условий работы этих машин. Гидропривод, тем не менее, имеет преимущества по сравнению с другими типами приводов там, где требуется создание значительной мощности, быстродействие, позиционная точность исполнительных механизмов, компактность, малая масса, высокая надежность работы и разветвленность привода.

2. Поршневые пневматические двигатели

Поршневые двигатели (пневмоцилиндры)

Двигатель поршневой двустороннего действия

В этом двигателе рабочий и возвратный ходы штока происходят под действием сжатого воздуха. Поршневой двигатель двустороннего действия - самый надежный пневматический привод для технологической оснастки. Его основные преимущества заключаются в следующем:

1) ход поршня может быть любой величины, необходимой для работы механизма;

2) на протяжении всего хода поршня зажимное усилие не меняется;

3) двигатель надежен в работе и способен длительное время действовать без переборок;

4) обеспечивает четкое срабатывание механизма приспособления не только в момент зажима, но и при разжиме.

Двигатель поршневой одностороннего действия.

В этом двигателе только рабочий ход поршня происходит под действием сжатого воздуха, а отвод поршня в исходное положение осуществляется возвратной пружиной.

Двигатели этого типа просты в изготовлении и меньше расходуют воздух, но имеют следующие существенные недостатки:

1) значительная часть усилия у них затрачивается на сжатие возвратной пружины;

2) при возвратном ходе поршня двигатель не обеспечивает надежного срабатывания механизма приспособления;

3) ход двигателя не может быть большим, так как ограничен возможностями возвратной пружины.

Двигатели одностороннего действия следует по возможности не применять. Полностью исключено ух использование в приспособлениях с передающими звеньями в виде клина пли других самотормозящих устройств, а также в тех случаях, когда для разжима требуются значительные усилия.

Применение данных двигателей может быть рекомендовано для вспомогательного прижима изделия. Диаметр поршня не более 100 мм, ход до 30 мм.

Расчёт поршневых двигателей

При расчете поршневого двигателя двустороннего действия надо различать его толкающее и тянущее усилия. Толкающее движение шток получает при подаче воздуха в полость. При этом шток выдвигается из цилиндра (рис. 1,а).

При тянущем движении, когда шток втягивается в цилиндр, воздух заполняет полость (рис. 1,б). В этом случае усилие на штоке будет несколько меньше, так как часть площади поршня будет занята штоком.



При расчете необходимо учитывать, что в силу ряда обстоятельств давление воздуха в сети может колебаться в пределах от 3 до б am.

Для обеспечения устойчивой работы оснастки следует, рассчитывая пневматический двигатель, исходить из давления, равного 4 am (4 кгс/см2), и учитывать потери на трение в самом цилиндре, которые рекомендуется принимать от 10 до 15% полезной мощности.

Однако, принимая во внимание возможный перекос подвижных частей двигателя и необходимость создания некоторого запаса усилия, следует считать, что потери на трение поглощают 20% мощности.

Приняв давление воздуха равным 4 кгс/см2 и потери на трение в самом цилиндре 20%, можно для определения усилия пользоваться упрощенными формулами:

для случая толкающего движения штока - Р = 2,5D2,

для случая тянущего движения штока - Р = 2,5 (D2 -- d2),

где Р -- усилие на штоке, кгс; D -- диаметр цилиндра, см; d -- диаметр поршня, см.

Данные о мощности двигателей двустороннего действия с нормализованными размерами цилиндров и штоков приведены в табл. 1.



Если полученного усилия на штоке недостаточно, а по конструктивным соображениям диаметр цилиндра не может быть увеличен, то применяют так называемые сдвоенные и строенные цилиндры. Сдвоенные и строенные цилиндры соответственно развивают вдвое или втрое большее усилие, но они намного сложнее в изготовлении и менее надежны в эксплуатации.

Без особой на то необходимости не следует увеличивать количество поршней в пневмоцилиндре, лучше достигнуть необходимого усилия, применив для этого механизмы-усилители.

При подсчете мощности одностороннего поршневого двигателя необходимо учесть расход усилия на сжатие возвратной пружины. Для этого от силы Р на штоке надо отнять силу Рк-- т. е. допускаемую рабочую нагрузку для пружины (рис. 1, в).

При выборе пружины необходимо учитывать, что ее усилия должно хватить не только для возвращения штока в исходное положение, но и для раскрепления зажимов приспособления.

По конструктивным соображениям следует облегчить работу пружины на штоке, установив на приспособлении дополнительные пружины, способствующие отводу зажимных кулачков.

В таблице 2 для типовых соотношений диаметров поршней, штоков и диафрагм приведены размеры и характеристики нормализованных пружин сжатия для двигателей одностороннего действия. В таблице приведены данные для пружин, навитых из проволоки класса II (ГОСТ 9386--60), работающих при безударных нагрузках или со 100 и менее циклами изменений напряжений в минуту. Принятые в таблице обозначения: DH -- наружный диаметр пружины в мм; dnp -- диаметр проволоки в мм;

Рк -- максимальная рабочая нагрузка для пружины в кгс; Рн -- начальная нагрузка для пружины в кгс; f -- деформация (осадка) одного витка при нагрузке в Рк в мм; 1К -- шаг пружины при нагрузке Рк в мм;

t -- шаг пружины в свободном состоянии в мм; h -- величина рабочего хода пружины в мм; Н -- длина пружины в свободном состоянии в мм;

Нк -- высота пружины под нагрузкой Рк в мм.



Размеры пружины подбираются по таблице в следующем порядке:

1. Исходя из данных двигателя, выбирается dnp и DH пружины, а по конструктивным соображениям - величина ее рабочего хода К.

2. Предельно допустимая осадка fK = Ркh/(Pk-PH);

3. Число рабочих витков пружины п = Fk / F1;

4. Длина пружины Н = tn + d Окончательно Н выбирается из нормального ряда: 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45 и далее через 5 мм.

5. Высота пружины под нагрузкой Рк равна Нк = Н -- fK Сдвоенные или строенные поршневые двигатели одностороннего действия применять не рекомендуется. В таком исполнении они не конструктивны.

Приведенные упрощенные формулы и табличные данные дают возможность быстро определить необходимые параметры поршневого двигателя для технологической оснастки. В тех случаях, когда необходимо произвести более точный расчет с учетом действительного давления в сети сжатого воздуха, усилие Р в кгс на штоке определяется по следующим формулам для цилиндров одностороннего действия

Р = 0,785D2pз - Рк ,

где D -- диаметр цилиндра в см; р -- давление сжатого воздуха в кгс/см2; з = 0,85..0,90 - КПД цилиндра; Рк -- сопротивление возвратной пружины в конце рабочего хода в кгс (принимается равным максимальной нагрузке для пружины);

для цилиндров двухстороннего действия при толкаюшем движении штока Р = 0,785D2pз,

то же при тянущем движении

Р = 0,785 (D2 -- d2)pз,

где d -- диаметр штока в см;

для сдвоенных цилиндров при толкающем движении

Р = 0,785 (2D2 -- d12) pз,

где dx -- диаметр участка штока между поршнями в см;

то же для тянущего движения

Р = 0,785 [(D2 - d2) + (D2 - d12)] pз,

где d -- диаметр выходного конца штока в см.

3. Диафрагменные двигатели (пневмокамеры)

Диафрагменный пневматический двигатель представляет собой замкнутую камеру, разделенную эластичной диафрагмой на две изолированные друг от друга полости. Перемещение штока происходит от нажима диафрагмы, прогибающейся под действием сжатого воздуха.

Диафрагменные двигатели могут быть одностороннего или двухстороннего действия, а в зависимости от числа рабочих полостей в сдвоенном или строенном исполнении. Их наиболее целесообразно применять встроенными в корпус оснастки, имеющей развитое основание. Как прикрепляемые или универсальные они громоздки и плохо компонуются с приспособлениями. Они значительно проще поршневых по конструкции и изготовлению. На них меньше сказывается плохое качество воздуха. Однако они имеют серьезные недостатки, главными из которых являются:

1) возможность мгновенного падения зажимного усилия до нуля при разрыве диафрагмы;

2) непостоянство зажимного усилия, которое уменьшается по мере прогиба диафрагмы.

Диафрагменные двигатели целесообразно применять в неответственных системах, где достаточно малого хода штока и где необходимо создать значительные зажимные усилия, не прибегая к помощи усилителей.

По условиям техники безопасности применение диафрагменных двигателей недопустимо, когда неожиданный прорыв диафрагмы вызывает мгновенное раскрепление зажимов приспособления, что может привести к несчастному случаю.

Двигатели диафрагменные одностороннего действия

Они являются самым распространенным видом диафрагменных двигателей. В них рабочий ход штока происходит при прогибе диафрагмы под действием сжатого воздуха, а отвод осуществляется пружинами, установленными на зажимных звеньях приспособления или непосредственно на штоке двигателя. Двигатель одностороннего действия часто выполняется прикрепленным и применяется для разжима пружинных или диафрагменных патронов, на делительных головках с цанговым зажимом, для крепления инструмента в шпинделе вертикально-фрезерных станков.

Двигатели диафрагменные двухстороннего действия

В этом двигателе как рабочий, так и возвратный ходы штока происходят при прогибе диафрагмы под действием сжатого воздуха. Данный вид двигателя применяется главным образом в универсальных устройствах. Ими оснащены многие конструкции пневматических поворотных столов, подставок, делительных головок. Двигатели двухстороннего действия скомпонованы в отдельные силовые рычажные головки и навесные приводы.

Расчёт диафрагменных двигателей

Усилие на штоке диафрагменной камеры непостоянно - по мере увеличения хода штока и прогиба диафрагмы оно резко снижается. Это объясняется тем, что часть полезной мощности тратится на прогиб диафрагмы, сопротивление которой растяжению возрастает с увеличением хода штока. Чтобы обеспечить устойчивую работу двигателей этого типа, необходимо выдерживать следующие соотношения между диаметром D диафрагмы и ходом штока:

- для тарельчатых диафрагм ход составляет не более (0,25..0,35) D в одну сторону от исходного положения (рис. 2, а);

- для. плоских диафрагм из прорезиненной ткани ход равен (0,05..0,07) D в обе стороны от исходного положения (рис. 2, б);

- для плоских диафрагм из резины и резины с тканевой прокладкой -- (0,1..0,22) D в обе стороны от исходного положения (рис. 2, в).

Приведенные данные допустимых ходов штока несколько уменьшены по сравнению с ранее опубликованными в литературе.



Для двигателей, работающих с интенсивной нагрузкой (от 1 и более циклов в минуту), ход штока надо принимать равным наименьшей предельной величине. Диаметр диафрагмы D в мм (диаметр камеры в свету) следует выбирать из рекомендованного ряда (ГОСТ 9887--61): 125, 160, 200, 250, 320, 400. Кроме того, необходимо выдерживать следующие соотношения между диаметрами диафрагмы D и опорной шайбой d:

- для резинотканевых диафрагм d = 0,7D мм;

- для резиновых диафрагм d = D - 2с - (2..4) мм, где с -- толщина диафрагмы в мм.

Если принимать соотношения размеров в диафрагменном двигателе по таблице 3, то можно определить усилие Р на штоке, пользуясь формулами таблицы 4. В табл. 5 приведены приближенные величины усилий на штоке диафрагменных двигателей двойного действия с наиболее часто применяемыми диаметрами камеры.



Камерные двигатели.

В этом двигателе зажимное усилие создается резиновой камерой, раздуваемой сжатым воздухом. Под давлением воздуха камера, вложенная в полость в корпусе приспособления, расширяется и перемещает один или несколько штоков. Когда воздух из камеры выпускается, она оседает, а штоки возвращаются пружинами в исходное положение. Такие двигатели, как правило, выполняются одностороннего действия. Их целесообразно применять в случаях, когда не требуется значительного усилия, но необходимо привести в действие ряд зажимов (4 и более). Они могут быть рекомендованы для закрепления тонкостенных деталей, имеющих большую длину. В качестве камеры двигателя могут быть использованы шланги различных диаметров или куски камер от автомобилей, мотоциклов и велосипедов. На камеру рекомендуется надевать рубашку из сатина, бязи или другого материала. Наиболее надежно работают камеры, выполненные из дюритовых шлангов (ГОСТ В-1819--42). Эти шланги изготовляются из маслобензостойкой резины, упрочненной тканевыми прокладками. Дюритовые шланги настолько прочны, что нет необходимости заключать их в специальные полости. Схематическая компоновка приспособления с камерой из дюритового шланга показана на рисунок 3.

Концы шланга заделываются металлическими заглушками 2 при помощи полухомутиков 1. В одну из заглушек ввернут штуцер 3, подводящий сжатый воздух. Шланг лежит па корпусе приспособления. На верхнюю поверхность шланга опирается несколько колодок 4, в которых закреплены штоки 5. При подаче воздуха шланг стремится изменить овальную форму сечения на круглую и при этом приподымает колодки со штоками.

Шланговые камеры позволяют осуществить равномерный зажим деталей, имеющих значительную длину. Так, приспособлениями со встроенными шланговыми камерами крепятся детали длиной до 5м, причем зажим осуществляется в 40 местах.

Приспособления для длинных деталей следует проектировать составными из нескольких секций, длина которых не должна превышать 2 м. Секции могут быть соединены между собой воздухопроводом и управляются от одного, крака (рис. 4).

Расчет камерных двигателей

Усилие камерных двигателей практически можно считать постоянным по всей длине двигателей может быть определено по формуле

Р = Sp - Рк ,

где Р -- усилие на штоке в кгс; S -- площадь соприкосновения колодки штока с камерой в см2; р -- давление сжатого воздуха в сети в кгс/см2;

Рк - усилие возвратной пружины в кгс.

Для устойчивой работы камер из дюритовых шлангов необходимо выдерживать следующие зависимости:

1) ход штока должен не превышать 0,2D шланга;

2) минимальный размер г должен быть равен 3а;

3) расстояние б от торцов полу хомутиков до торца первой колодки штока должно быть не менее 1,2 диаметра шланга;

4) расстояние в между торцами смежных колодок 5 мм и больше. Края колодок скруглить радиусом R = 2а.

Рекомендуемые размеры камерных двигателей из дюритовых шлангов приведены в таблице 6. Усилие на штоке можно повысить, расширяя площадь соприкосновения колодки с камерой путем увеличения длины колодки или установки под колодку второй шланговой камеры.

3. Расчет гидропривода металлорежущего станка.

Горизонтальный многоцелевой (сверлильно-фрезерно-расточный) станок с ЧПУ модель ИР800МФ4 предназначен для обработки с высокой степенью точности (обеспечивает шероховатость обработанной поверхности Ra 1,25 мкм) малогабаритных корпусных деталей из черных и цветных металлов в серийном производстве.



Технические характеристики

Длина, мм	5388
Ширина, мм	5300
Высота, мм	3455
Класс точности станка по ГОСТ 8-82, ( Н, П, В, А, С )	П
Масса станка, кг	10050
Мощность двигателя главного движения, кВт	22
Частота вращения шпинделя min/max, об/мин	21,2/3 000
Тип УЧПУ и емкость инструментального магазина	УЧПУ
Диаметр шпинделя, мм	105
Ширина стола, мм	800
Длина рабочей поверхности стола, мм	800

Этот станок предназначен для высокопроизводительной обработки корпусных деталей массой до 1500 кг из конструкционных материалов от легких сплавов до высокопрочных сталей.

Широкий диапазон частоты вращения шпинделя и скоростей подач позволяет производить сверление, зенкерование, развертывание, растачивание точных отверстий.

Наличие поворотного стола, устанавливаемого с высокой точностью, расширяет технологические возможности станка, позволяет обрабатывать соосные отверстия консольным инструментом.

Повышенная степень точности станка обеспечивает обработку отверстий по 7, 8 квалитетам с шероховатостью поверхности Rа=2,5 мкм.

Категория качества - высшая.

Высокая степень автоматизации вспомогательных функций станка позволяет встраивать его в автоматическую линию с управлением от ЭВМ.

Все узлы станка смонтированы на жесткой Т-образной станине, которая является общим основанием.

Лобовая бесконсольная шпиндельная бабка расположена внутри портальной стойки.

Поворотный индексируемый стол перемещается по отдельной станине, которая крепится на общем основании.

Устройство автоматической смены инструмента с инструментальным магазином барабанного типа монтируется на верхнем торце стойки.

Все базовые детали имеют обребренную конструкцию и обеспечивают максимальную жесткость и виброустойчивость при высокопроизводительной обработке, гарантируют длительное сохранение точности.

Жесткий шпиндель с диаметром под передним подшипником 105 мм и конусом № 50 изготовлен из цементируемой стали с высокой поверхностной твердостью (НRC 62). Шпиндель монтируется в отдельном корпусе на прецизионных цилиндро-роликовых и упорно-радиальном шариковом подшипниках, что обеспечивает оптимальную точность, жесткость и виброустойчивость. Гидромеханическое устройство зажима инструмента в шпинделе гарантирует надежность и быстродействие крепления режущего инструмента с усилием 1250 кг.

Привод шпинделя станка осуществляется двухступенчатой коробкой скоростей от электродвигателя постоянного тока мощностью 14 кВт. В диапазоне 21 - 174 об/мин на шпинделе обеспечивается постоянный момент, а в диапазоне 182 - 3000 об/мин - постоянная мощность.

Автоматическая ориентация шпинделя с. управлением ЧПУ и механической фиксацией расширяет технологические возможности станка, позволяет производить целую серию технологических циклов, в которых необходимо отвести резец от рабочей поверхности, не повреждая изделие.

Перемещение подвижных узлов по осям X, Y, Z осуществляется от высокомоментных электродвигателей с постоянным магазином, которые через упругие муфты высокой жесткости непосредственно соединены с прецизионными шариковыми винтовыми парами, обладающими нагрузочной способностью, жесткостью и долговечностью.

«Силовое удержание» узлов при резании осуществляется следящим приводом, что исключает необходимость применения зажимных устройств.

Совершенные электроприводы подач обеспечивают постоянное время разгона и торможения.

Позиционирование осуществляется одновременно по трем координатным осям X, Y, Z.

В подвижных узлах станка применена система комбинированных направляющих, состоящих из прецизионных роликовых опор качения и антифрикционного полимерного материала, обладающего низким коэффициентом трения и высокой демпфирующей способностью. Направляющие изготовлены из высококачественной закаленной стали и отшлифованы с высокой точностью и чистотой поверхности.

Телескопическая защита надежно защищает направляющие и шариковые винтовые нары от попадания стружки и смазочно-охлаждающей жидкости и обеспечивает длительное сохранение точности станка.

Встроенный поворотный индексируемый стол имеет 72 позиции через 5°. Установка стола происходит в автоматическом режиме.

Для установки и крепления деталей на поверхности плиты-спутника имеется сетка резьбовых отверстий.

Устройство автоматической смены инструментов, состоит из вращающегося инструментального магазина барабанного типа с кодированными гнездами емкостью на 30 инструментов и манипулятора.

Выбор инструмента в любой последовательности с последующей гидромеханической фиксацией инструментального магазина осуществляется во время механической обработки, Автоматическая смена плит спутников обеспечивает работу станков в автоматическом режиме, исключая из технологического цикла обработки Z время на установку и снятие деталей. Отдельно стоящее гидромеханическое устройство, установленное перед станком, обеспечивает ориентацию и фиксацию плиты-спутника на поворотном столе станка и загрузку-разгрузку плит спутников с помощью ползуна.

Работа гидравлических механизмов на станке обеспечивается аксиально-поршневым насосом переменной производительности с автоматическим регулированием расхода, что гарантирует быстродействие исполнительных и уменьшает нагрев рабочей жидкости.

Управление гидроцилиндрами всех рабочих органов вспомогательных движений производится при помощи блочной гидроаппаратуры.

В гидросистеме станков встроен гидроаккумулятор с эластичным мешком, что обеспечивает уравновешивание шпиндельной бабки. Масло гидросистемы охлаждается в теплообменнике с воздушным охлаждением.

Пневмосистема станка предназначена для обдува воздухом конусов шпинделя и инструмента, базовых поверхностей поворотного стола и плит-спутников при их автоматической смене. Работа пневмосистемы осуществляется автоматически с управлением от системы ЧПУ переключением воздухораспределителей.

Смазка всех трущихся деталей станка и подшипников шпинделя - автоматическая централизованная дозированная от отдельной установки, шестерен и подшипников главного привода - непрерывная циркуляционная от отдельного насоса, расположенного в гидростанции.

В станке предусмотрены подача жидкой и распыленной смазочно-охлаждающей жидкости в зону резания и сток в отдельно стоящий бак по сигналу с ЧПУ. Зона резания имеет ограждение для защиты оператора и окружающей среды от разбрызгивания эмульсии.

Устройство автоматической сборки стружки исключает затраты рабочего времени на уборку стружки вручную и облегчает условия рабочего-станочника.

Гидросистема станка осуществляет следующие функции:

- уравновешивание шпиндельной коробки специальным гидроцилиндром;

- переключение механических ступеней привода главного движения;

- угловую ориентацию шпинделя;

- смену инструментов манипулятором;

- орексацию инструментального магазина;

- разжим зажим поворотного стола и столов спутников;

- автоматическую смену столов-спутников.

Управление электромоментами гидрозолотников осуществляется устройством ЧПУ.

Обычно гидропривод используется из соображений контактности, плавного регулирования скорости, легкости получения поступательного и вращательного движения, хорошего качества переходного процесса; обеспечивания большого усилия на выходном звене, высокой точности позиционирования, меньшего шума при работе, по сравнению с электро и пневмоприводами.

Расчет и выбор элементов гидропривода

Выбор рабочей жидкости

Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур.

Так как рабочее давление 2,5 МПа и рабочая температура 450 С, то рекомендуется применение масел с вязкостью 60-110сСт.

Опираясь на эти данные, выберем из таблицы 2.2 страница 6 («Расчет гидропривода») марку масла:

Индустриальное 20,ГОСТ 1707-51 для которого имеются следующие характеристики:

плотность 890 кг/м3, вязкость при температуре +500 С: 17…23 сСт, температура застывания -200 С, температура вспышки 1700С, пределы рабочих температур 0…900С.

Найдем кинематический коэффициент вязкости по формуле:

(1)

где, - кинематический коэффициент вязкости см2/c при температуре , ?С; n - показатель степени, приведенный в таблице 2.1 в зависимости от вязкости, в градусах Энглера, при температуре +50?С.

Вязкость масла в градусах Энглера:

(2)

отсюда n=1,99, следовательно, по формуле 1:

Определение рабочего давления

Рабочее давление в цилиндре гидродвигателя назначим ориентировочно от величины требуемого полезного усилия F:

так как номинальное усилие 4 кН, то в диапазоне F = 10-20 кН рекомендуется рабочее давление в диапазоне Рр (25-40)?105 Н/м2.

Выбор величины рабочего давления при проектировании гидропривода производится в соответствии с нормальным рядом давлений, установленным ГОСТом. При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо руководствоваться ГОСТ 15445-67 и МН 3610-625.

Из нормального ряда давлений примем рабочее давление Рр = 2,5 МПа, а пробное давление 3,8 МПа.

Рабочее давление определяет возможный длительный рабочий режим гидропривода, а на пробное давление производится его испытание.

Расчет основных параметров гидроцилиндров

Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

Определим внутренний диаметр силового гидроцилиндра по формуле, мм:

, (3)

где F - полезная нагрузка, приведенная к штоку; Рр - рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F.

По вычисленному диаметру D подберем ближайший нормализованный.

Ближайшим нормализованным размером является 50. Следовательно, примем D =50мм.

Далее определим диаметр штока d в зависимости от величины хода поршня.

Рабочий ход поршня равен S =50мм. Так как S<10D, т.е. 50<10?50=500 мм, то диаметр штока определим по формуле, мм:

(4)

По вычисленному значению диаметра штока примем ближайший больший, согласно ГОСТу 6540-68. Ближайшим является 16. Значит, примем . Уточненный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силы противодавления, динамических нагрузок, возникающих при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра. Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, Н:

, (5)

где, - динамическая сила; - Статическая нагрузка.

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня:

, (6)

где F- полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; - сила трения в конструктивных элементах; - сила противодавления.

Определим величину каждого элемента, входящего в формулы, т.е. , , .

Сила трения в конструктивных элементах расходуется на преодоление механических сопротивлений - трение в манжетах, поршневых кольцах:

Сила трения уплотнения манжетами равна, Н:

, (7)

где - коэффициент трения, принимаемый для резиновых манжет

= 0,03…0,032; - диаметр контактной поверхности (поршня); - длина контактной поверхности, мм; Рр - рабочее давление в гидроцилиндре.

Длина контактной поверхности принимается в зависимости от диаметра поршня или штока по таблице 3.1.(«Расчет гидропривода»):

ширина уплотнения равна 7,5 мм для штока, для поршня равна 10.

,

, (8)

где - толщина (радиальная) сечения набивки, мм.

Зная, все эти данные мы можем определить силу трения уплотнения манжетами по формуле (7):

Число манжет определим из таблицы 3.2 («Расчет гидропривода»), опираясь на диаметр поршня и давление:

диаметру 50 мм и давлению 2,5 МПа соответствует числу манжет равным 3.

Силу трения для поршневых колец можно подсчитать по формуле, Н:

, (9)

где - коэффициент трения кольца о стенку цилиндра (примем равным 0,07 т.е. для быстрого движения); b - ширина поршневого кольца; Рр - рабочее давление в цилиндре; Рк - среднее удельное давление на поверхности цилиндра, создаваемое упругими силами (Рк = 0,6?105 Па); i - число поршневых колец. Ширину поршневого кольца выберем из таблицы 3.3 («Расчет гидропривода»):

Так как диаметр поршня порядка 50 мм, то примем b = 2,8 мм, глубина канавки равна 2,7 мм.

Число колец найдем по таблице 3.4 в зависимости от величины давления:

для диаметра 50 мм и давления 2,5 МПа число поршневых колец равно 2.

Зная все эти данные, найдем силу трения для поршневых колец с использование формулы (9):

Определим суммарное усилие трения цилиндра, Н:

(10)

Определим силы противодавления, Н/м2:

Примем .

Сила противодавления определится, Н:

, (11)

где - площадь сечения поршня.

Следовательно, решение формулы (11):

Подставляя данные в уравнение (6), определим статическую нагрузку:

(5.1),

Динамическая сила, Н:

, (12)

где, - приведенная к поршню силового цилиндра масса, кг; - время ускорения или замедления движения, с; - изменение скорости, м/c.

(13)

где - плотность стали, L=0,03.

Подставляя данные в формулу (13), найдем приведенную массу, кг:

,

, (14)

где - рабочий ход, м; - время рабочего хода, с.

Подставляя найденные значения в выражение (12), получим:

 (12.1)

Зная все эти данные, определим величину усилия, развиваемого гидроцилиндром (формула (12)), использовав данные выражений (5.1) и (12.1):

Далее по вычисленному усилию Т и принятому рабочему давлению уточняем диаметр силового гидроцилиндра, м:

(15)

Следовательно, решение формулы (15):

Примем D = 50 мм.

Определим толщину стенок корпуса тонкостенного гидроцилиндра изготовленного из вязкого материала (латунь), мм:

, (16)

где у - допустимое напряжение материала на растяжение, Рп - пробное давление, .

При давлении рабочей жидкости ниже 10 МПа можно использовать алюминиевые трубы или литье из серого чугуна с МПа.

Наш цилиндр тонкостенный, так как DH/D<18:

Рассчитаем толщину донышка, причем донышко примем плоское, мм:

(17)

Итог формулы (17):

Расчёт гидроцилиндра на устойчивость

Допускаемая нагрузка из условий устойчивости, Н:

, (18)

где, К- коэффициент, учитывающий возможное повышение давления в гидросистеме К = 1,15; nц - запас устойчивости, принимаемый в зависимости от материала и назначения цилиндра, для чугуна 4…5, примем К = 4,5.

Критическую силу определим по формуле Эйлера, Н:

, (19)

где Е- модуль упругости материала, Е = 22·104 МПа; l - полная длина цилиндра с выдвинутым штоком, l = 110 мм; С- коэффициент учета заделки концов цилиндра и штока, С = 2. Момент инерции цилиндра:

, (20)

где DH - наружний диаметр цилиндра; D -внутренний диаметр цилиндра. Итог формул (20), (19) и (18):

,

,

.

Из условия устойчивости гидроцилиндра определим допустимое давление жидкости в цилиндре, МПа:

, (21)

Цилиндр является устойчивым, так как рабочее давление меньше допускаемого, т.е. 1·107<2·1010.4 Подбор гидромотора

Аксиально-поршневой гидромотор Г15-24

1. Рабочий объем, 68,4;

2. Номинальное давление, 5;

3. Номинальный крутящий момент, 50;

4. Скорость вращения, 1000;

5. Механический КПД, 0,895;

6. Объемный КПД, 0,95;

7. Полный КПД, 0,85.

5. Подбор трубопроводов

Функциональная связь гидроагрегатов в системе гидропривода осуществляется с помощью трубопроводов различной конструкции. Несмотря на относительную простоту этих элементов, от их правильного выбора зависит надежность работы гидропривода. Большая часть трубопроводов и присоединительной арматуры нормализованы.

Соединительный трубопровод гидропривода разделяют на 3 части: всасывающий и напорный трубопроводы, сливная магистраль. Всасывающим трубопроводом принято называть участок трубопровода гидропривода соединяющий насос с баком. Участок трубопровода, по которому жидкость от насоса поступает в гидравлический двигатель, называется напорным или нагнетательным; участок трубопровода, по которому жидкость отводится из рабочей полости гидродвигателя в резервуар, называется сливным.

Основной характеристикой трубопровода является его условный проход (номинальный внутренний диаметр). Исходными параметрами для определения номинальных внутренних диаметров трубопроводов являются: рабочее давление, расход гидродвигателя, скорость движения рабочей жидкости в данной части трубопровода.

Определение расхода

При подаче жидкости в бесштоковую полость гидроцилиндра расход , определяется по формуле:

, (22)

где - диаметр гидроцилиндра, ;

- рабочий ход поршня, ;

- время, необходимое для совершения рабочего хода, .

Подставляя числа в выражение (22), получим:

Подача насоса должна быть больше расхода, обеспечивающего требуемую скорость рабочего органа гидродвигателя, на величину потерь расхода и приближенно принимается равной:

 (23)

Подставив численные значения, получим:

В дальнейших расчетах нам придется применять значение расхода в литрах в минуту. Переведем расход,:

Переведем подачу,:

Допустимые скорости движения жидкости в трубопроводах

В трубопроводах гидропривода рекомендуются следующие величины допустимых скоростей:

- всасывающего трубопровода ;

- нагнетательного трубопровода ;

- сливного трубопровода .

Условный проход трубопроводов

При известном расходе и допустимой для соответствующего трубопровода скорости движения жидкости, условные проходы определяются по формуле:

(24)

Подставляя соответствующие значения допустимых скоростей, получим условные проходы:

Для всасывающего трубопровода, :

Для нагнетательного трубопровода, :

Для сливного трубопровода, :

Полученные значения диаметров округляются до ближайшего большего значения по ГОСТ 16516-70. Примем следующие значения диаметров трубопроводов, : , ,

После принятия окончательного значения диаметров трубопроводов, рассчитаем реальные скорости движения жидкости в них, :

(25)

Подставляя соответствующие значения диаметров, получим скорости:

Для всасывающего трубопровода:

Для нагнетательного трубопровода:

Для сливного трубопровода:

При величинах условного прохода менее 30 мм, применяются стальные, бесшовные, холоднотянутые и холоднокатаные трубы (ГОСТ8734-58). Примем материал для изготовления труб: Сталь 20.

Вычислим толщину стенки трубы по формуле:

, (26)

где - предел прочности при растяжении (сопротивление на разрыв), для выбранного материала, (принимается по таблице 5.1 [1]):

Подставляя в формулу значения диаметров трубопроводов, получим толщину их стенок, :

,

,

Соединение трубопроводов

Трубопроводы, из которых монтируют гидролинии в гидроприводах, по конструкции можно разделить на жесткие и гибкие.

Жесткие трубопроводы в основном изготовляют из стальных бесшовных холоднотянутых труб или из труб цветных металлов: медь или алюминий.

В гидроприводах применяют следующие типы соединений:

а) пайка (сварка) - в машиностроении применяется редко, только для трубопроводов, не подлежащих демонтажу;

б) соединение с развальцовкой используют для труб диаметром . Соединение отличается простотой, но может применяться при давлении не более и имеет ограниченное число повторных демонтажей вследствие затвердения материала и порчи развальцованной части трубы;

в) соединение трубопроводов по внутреннему конусу применяется для гидросистем с рабочим давлением до при необходимости частого демонтажа гидролинии. Этот тип соединения наиболее широко применяется в гидросистемах тракторов, дорожных и строительных машин;

г) соединение трубопроводов с врезающим кольцом распространено в гидросистемах, работающих при высоких давлениях. Соединение простое по конструкции и обеспечивает надежную герметизацию при давлениях до ;

д) фланцевое соединение трубопроводов применяется для стальных труб, диаметром свыше .

Типы и размеры арматуры соединительных частей трубопроводов указаны в ГОСТ 16039-70 16078-70, ГОСТ 15063-70 15804-70, ГОСТ 4233-67.

Гибкие трубопроводы применяют для соединения элементов гидропривода, которые расположены на подвижных частях и могут перемещаться относительно друг друга.

В качестве гибкого трубопровода в основном применяют резинотканевые шланги, называемые рукавами высокого давления (РВД). В зависимости от количества металлических оплеток рукава высокого давления делятся на три типа: 1 тип - с одной металлической оплеткой, рассчитанный на давление до ; 2 тип - с двойной оплеткой, рассчитанный на давление до ; 3 тип - с тройной оплеткой, применяется при внутреннем диаметре до . Основные размеры РВД даны в ГОСТ 6286-73.

Для заданных условий работы гидросистемы гибкие трубопроводы могут быть выбраны из специальной литературы [8,10].

Выбор гидроаппаратуры

Тип и марку отдельных элементов гидроаппаратуры, выбирают (таблица 6.4 [1]) по давлению на их входе и фактическому расходу, проходящему через них.

В технических характеристиках гидроаппаратов приводится потеря давления при определенном (номинальном) расходе . Как правило, не удается подобрать гидроаппарат, у которого фактический расход соответствует , а значит и потери давления фактические будут отличаться от .

Фактические потери давления рассчитываются простым суммированием потерь давления в каждом гидравлическом устройстве. Эти данные берутся из таблицы 6.4 [1]. Но так как не все выбранные гидроаппараты имеют номинальный расход, соответствующий требуемому, то и фактические потери давления будут отличаться от номинальных.

Определить фактические потери можно по формуле:

 (27)

Перед определением потерь, необходимо выбрать тип и марку гидроаппаратуры на данном участке гидропривода. Выбирают их по расходу (таблице 6.4 [1]).

На данном участке находится следующая гидроаппаратура:

1. Напорный золотник с обратным клапаном Г56-23;

2. Реверсивный золотник Г72, Г73-12;

3. Золотник с ручным управлением Г 74-12;

4. Фильтр 0,08 Г 41-13

6. Определение потерь давления и объемных потерь в системе гидропривода

6.1 Определение потерь давления

При движении жидкости по трубопроводам гидропривода, при прохождении жидкости через контрольно-регулирующую и распределительную аппаратуру возникают потери давления. Поэтому давление выбранного насоса должно быть достаточным для обеспечения необходимого усилия или крутящего момента гидродвигателя и преодоления потерь давления, возникающих в трубопроводах, клапанах, дросселях и т. д.

Суммарные потери давления в гидросистеме гидропривода определяются по зависимости:

, (28)

где - потери давления при трении движущейся рабочей жидкости в трубопроводах;

- потери давления в местных сопротивлениях трубопроводов;

- потери давления в гидроаппаратуре.

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах складываются из потерь на отдельных участках трубопровода:

, (29)

где - потери давления в трубопроводе нагнетания;

- потери давления в трубопроводе всасывания;

- потери давления в трубопроводе слива.

Потери давления на отдельных участках трубопроводов рассчитываются по формуле:

, (30)

где - коэффициент сопротивления жидкости;

- длина участка трубопровода, ;

- внутренний диаметр трубопровода, ;

- плотность рабочей жидкости, для выбранной жидкости (см. пункт 2.2) ;

- скорость жидкости на рассматриваемом участке трубопровода, .

Для определения коэффициента сопротивления трения предварительно определяется число Рейнольдса:

, (31)

где - коэффициент кинематической вязкости жидкости, . Для выбранного масла:

Подставив значения внутренних диаметров и скоростей жидкости в формулу (31), получим числа Рейнольдса для отдельных участков трубопровода:

Для всасывающего трубопровода:

Для нагнетательного трубопровода:

Для сливного трубопровода:

Как видим, значения числа Рейнольдса для всех участков трубопровода превышают критическое значение , значит, режим движения в них является турбулентным и коэффициент сопротивления для стальных труб рассчитывают по формуле Блазиуса:

(32)

Абсолютная шероховатость ? определяется по таблице 6.2[1]. Примем ?=0,04, для стальных горячекатаных труб ГОСТ 8732-70.