Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Государственное учреждение профессионального высшего образования

"БЕЛОРУСCКО-РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ"

Кафедра "Металлорежущие станки и инструменты"

Разработка гидропривода фрезерно-расточного станка с ЧПУ

Разработал: студент гр. ТМТ-021

Кисленков А.М.

Проверил: преподаватель

Гоноров В.А.

Могилев 2004

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Разработка принципиальной гидравлической схемы

2. Определение размеров гидродвигателей

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источника давления

4. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

5. Определение потерь и КПД

6. Насосная установка

7. Техника безопасности

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать гидропривод фрезерно-расточного станка с ЧПУ. Станкостроение относится к тем отраслям, где гидравлические приводы применяются традиционно. Сейчас в металлорежущих станках гидропривод используется для осуществления как главных, так и вспомогательных движений, в том числе автоматических следящих перемещений исполнительных механизмов, привода рабочих органов, роботов-манипуляторов, зажимных, фиксирующих и транспортных устройств. Применение гидроприводов позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации. Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов Они обладают :

1) высоким быстродействием ;

2) возможностью плавного бесступенчатого регулирования скорости рабочего органа;

3) высокой коммутационной способностью.

Гидроприводы обеспечивают возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту систем от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

Гидроприводы имеют и недостатки :

невозможность обеспечить высокоточное перемещения органа. Максимальная точность обеспечиваемая ГП 0,5…1 мм ;

2) недостаточно высокий КПД ;

3) нестабильность свойств рабочей жидкости. Требует использования спецустройств для её очищения и охлаждения ;

4) ограниченный диапазон рабочих температур -20 … +170 (при использовании минеральных масел) помощью гидромоторов, поворотных гидродвигателей и гидроцилиндров можно получить угловые и линейные перемещения без кинематических преобразований

1 Разработка принципиальной гидравлической схемы

Для разработки принципиальной гидравлической схемы необходимо знать структуру гидропривода. В общем случае она должна содержать следующее:

1) гидродвигатель. В основном это гидроцилиндр, причем одноштоковый. Рабочая полость - поршневая, противоположная - для холостых ходов ;

2) гидрораспределители. Реверсируют большие потоки рабочей жидкости, поэтому рабочий золотниковый распределитель управляется гидравлическим путем управляющим гидрораспределителем (пилотом), который в свою очередь переключается за счет механической связи с рабочим органом станка;

3) устройства для регулирования скорости движения. Применяют дроссельное и объемное регулирование скорости движения. Требуется применение регуляторов расхода для поддержания постоянной скорости движения при переменной нагрузке. Следует отдавать предпочтение объемному способу регулирования как более экономичному;

4) устройства дня разгона в начале движения гидроцилиндра и торможения в конце ;

5) аппаратуру для управления пуском и остановкой гидродвигателя. Применяют обычно для этой цели гидрораспределители с различными видами управления ;

6) аппаратуру для предотвращения самопроизвольного опускания штока с рабочим органом при вертикальном его движении;

7) устройства для демпфирования колебаний, возникающих при некоторых видах обработки: строгании широким резцом, протягивании и т.д.

С учётом этого в данном курсовом проекте разрабатывается гидропривод фрезерно-расточного станка с ЧПУ.

Для зажима стола - спутника и отжима инструмента в шпинделе используем схему зажимного механизма, выполненного из гидроаппаратов стыкового исполнения (рисунок 1).

Зажим обеспечивается поступлением рабочей жидкости через распределитель Р в поршневую полость гидроцилиндра Ц , разжим при включении электромагнита распределителя Р и рабочая жидкость поступает в штоковую полость.

Рисунок 1 - Схема зажимного механизма

Установка необходимого давления обеспечивается применением клапана усилия зажима КЗ типа ЭПГ57-72 с электровыходом, сохранение давления зажима - использованием обратного клапана КО. Для зажима стола в четырёх точках используется схема, приведённая на рисунке 2. Зажим обеспечивается пружинами, разжим - путем подачи давления в рабочие полости гидроцилиндров разжима Ц1...Ц4 при включении электромагнита распределителя Р. Сохранение давления в гидроцилиндрах выполняется модульным клапаном КОМ. Контроль за давлением разжима при управлении группой из нескольких гидроцилиндров целесообразно выполнять при помощи реле давления РД. А при одном гидроцилиндре - конечным выключателем.



Рисунок 2 - Схема зажимного механизма

Для уравновешивания шпиндельной бабки используется схема, приведённая на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема гидравлического уравновешивания

Для обеспечения переключения двух скоростей используем схему, приведённую на рисунке 4.

В схеме на рисунке 4 делитель потока 2 обеспечивает синхронное движение цилиндров 5 и 6 в обе стороны. При выключенных магнитах распределителей 4 и 7 источник давления частично разгружается. При переключении распределителей вправо, цилиндры синхронно поднимаются, однако из-за ошибки деления потока один из цилиндров первый подойдёт к упору. При этом делитель перекроет поток масла, поступающий в цилиндр 5, и цилиндр также остановиться, давление в системе возрастёт, откроется клапан 8 и перепустит часть масла в бак, давая возможность цилиндру 5 дойти до упора. Конечные выключатели дают сигнал на реверсирование движения. Перепускные клапаны 3 и 8 настраиваются на давление, превышающее рабочее, однако ниже давления настройки предохранительного клапана 1.Подпорный клапан 9 исключает возможность опускания цилиндров под действием силы тяжести. Переключая один из распределителей, можно обеспечить независимое движение соответствующего цилиндра.

Рисунок 4 - Схема гидропривода с делителем потока

Для поворота стола используется гидропривод поворотного механизма. Он обеспечивает поворот и фиксацию стола в заданном угловом положении с высокой точностью за ограниченное время.

Насос приводится в движение от электродвигателя. Он осуществляет нагнетание жидкости поступающей из резервуара по трубопроводу к необходимым органам станка. На трубопроводе имеется фильтр, осуществляющий очистку жидкости от примесей. На напорном трубопроводе установлен обратный клапан, автоматически перекрывающий трубопровод при остановке насоса и препятствующий благодаря этому возникновению обратного тока жидкости.

При подъеме траверсы жидкость движется по следующей схеме.

Р5 - ЦПС1 - Р5

НУ - ДП - Р4 - ЦПС2 - Р4 НУ

2. Определение размеров гидродвигателей

Исходные данные:

Р₁ = 4 МПа ; Р₂ = 0,2 МПа ;

з_м = 0,98 ;

d²/D² =0,5.

1) Определение размера гидродвигателя зажима стола-спутника :

Тяговая нагрузка цилиндра :

F = F_п+ F_тр = 8000 + 3000 =11000 Н = 11 кН ;

Диаметр гидроцилиндра :

D = 1,13 =1,13 = 60,62мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D=63мм.

Исходя из соотношения d²/D² =0,5 находим, что d² = 1984,5мм (d = 44,55мм).

А₁ = D²/127 = 63² /127=31,25см² ;

А₂ = (D²- d²)/127 = (63²- 1984,5)/127 = 15,62 см² ;

Q₁ = V = 4 = 12,5 л/мин ;

Q₂ = V = 4 = 6,25 л/мин ;

F₁ = 100 з_м(Р₁А₁ - Р₂ А₂) = 100 0,98(431,25 - 0,215,62) = 11943,85 Н=11,9 кН ;

Сила F₁ должна быть больше силы F : 11,9 кН > 11 кН.

2) Определение размера гидродвигателя уравновешивания шпиндельной бабки. Тяговая нагрузка цилиндра :

F = F_п+ G = 6000 + 800 =6800 Н = 6,8 кН ;

Диаметр гидроцилиндра :

D = 1,13 =1,13 = 47,66мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=50мм. Исходя из соотношения d²/D² =0,5 находим, что d = 35,35мм.

А₁ = D²/127 = 50² /127 = 19,68см² ; А₂ = (D²- d²)/127 = (50²-35,35²)/127 = 9,84 см² ;

Q₁ = V = 10 = 19,68 л/мин ;

Q₂ = V = 10 = 9,84 л/мин ;

F₁ = 100 з_м(Р₁А₁ - Р₂ А₂) = 100 0,98(419,68 - 0,29,84) = 7,52 кН ;

Сила F₁ должна быть больше силы F : 7,52 кН > 6,8 кН.

3) Определение размера гидродвигателя переключения двух скоростей

Тяговая нагрузка цилиндра :

F = (F_п+ F_тр)/2 = (4000 + 2000)/2 =3000 Н = 3 кН ;

Диаметр гидроцилиндра :

D = 1,13 =1,13 = 31,66мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=32мм. Исходя из соотношения d²/D² =0,5 находим, что d = 22,63мм.

А₁ = D²/127 = 32² /127 = 8,06 см² ;

А₂ = (D²- d²)/127 = (32²-22,63²)/127 = 4,03 см² ;

Q₁ = V = 3 = 2,42 л/мин ;

Q₂ = V = 3 = 1,21 л/мин ;

F₁ = 100 з_м(Р₁А₁ - Р₂ А₂) = 100 0,98(48,06 - 0,24,03) = 3,08 кН ;

Сила F₁ должна быть больше силы F : 3,08 кН > 3 кН.

4) Расчёт гидромотора

Определяем момент, преодолевающий момент от инерционной нагрузки М_и, и сил трения М_тр, приведённые к валу гидромотора :

М = М_и + М_тр ,

М_тр=70Нм (по условию) ;

М_и = ( I_rq + I_пр ) е ,

где I_rq - момент инерции гидромотора , I_rq = 0,410^-3кгм² ;

I_пр - момент инерции поворачиваемого узла , I_пр =0,5 кгм² (по условию);

е - угловое ускорение,

е = 0,385= 0,385 = 32,08 с^-2 ; ( =0,5==0,560 = 30⁰) ;

М_и = ( 0,410^-3+ 0,5 ) 32,08 = 16,05 Нм ;

М = 16,05+70 = 86,05 Нм ;

V₀ = = = 158 см³ ;

По таблице 5 [2] выбираем гидромотор Г15-25Н (V₀ = 160 см³ );

V₀ = = = 145,11 см³ ;

= = 5,23 с^-1 ;

Q = = = 7,25 л/мин ;

Момент развиваемый электродвигателем :

М_1-2 = = = 86,05 Нм

5) Определение размера гидродвигателя зажима стола в 4-х точках

Тяговая нагрузка цилиндра :

F_пр = (F_п+ F_тр)/4 = (12000 + 4000)/4 =4000 Н = 4 кН ;

Диаметр гидроцилиндра :

D = 1,8 =1,8 = 57,5мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=63мм.

Исходя из соотношения d²/D² =0,5 находим, что d = 44,55мм.

А₁ = D²/127 = 63² /127 = 31,25 см² ;

Q₁ = V = 5 = 15,62 л/мин ;

F_пр = 100 з_м Р₁А₁ = 100 0,98431,25 = 12250 Н = 12,25 кН.

6) Определение размера гидродвигателя отжима инструмента в шпинделе

Тяговая нагрузка цилиндра :

F = F_п+ F_тр = 6000 + 2000 =8000 Н = 8 кН ;

Диаметр гидроцилиндра:

D = 1,13 =1,13 = 51,7мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=63мм.

Исходя из соотношения d²/D² =0,5 находим, что d² = 1984,5мм (d = =44,55мм).

А₁ = D²/127 = 63² /127=31,25см² ;

А₂ = (D²- d²)/127 = (63²- 1984,5)/127 = 15,62 см² ;

Q₁ = V = 4 = 12,5 л/мин ;

Q₂ = V = 4 = 6,25 л/мин;

F₁ = 100 з_м(Р₁А₁ - Р₂ А₂) = 100 0,98(431,25 - 0,215,62) = 11943,85 Н=11,9 кН ;

Сила F₁ должна быть больше силы F : 11,9 кН > 11 кН.

Часто инерционные нагрузки не совпадают по времени с полезными силами сопротивления и могут быть определены по следующей формуле :

F_п = ma₁+ G+ F_тр ,

где a₁ - ускорение разгона , a₁ = 0,139 ; (x₁ - путь разгона, x₁=5мм);

1) Для зажима стола-спутника :

a₁ = 0,139=0,44 м/с² ;

F_п = 2000,44 + 0+ 3000 = 3,088 кН ;

Сила F_п должна быть меньше силы F : 3,088 кН < 11 кН ;

(условие инерционности обеспечивается).

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки :

a₁ = 0,139=2,78 м/с² ;

F_п = 2002,78 + 800+ 6000 = 7,36 кН ;

Сила F_п должна быть меньше силы F : 7,36 кН > 6,8 кН ;

(условие инерционности не обеспечивается).

3) Для переключения двух скоростей :

a₁ = 0,139=0,25 м/с² ;

F_п = 200/20,25 + 0+ 2000/2 = 1,025 кН ;

Сила F_п должна быть меньше силы F : 1,025 кН < 3 кН

(условие инерционности обеспечивается).

4) Для зажима стола в 4-х точках :

a₁ = 0,139=0,695 м/с² ;

F_п = 200/40,695 + 0+ 4000/4 = 1,035 кН ;

Сила F_п должна быть меньше силы F : 1,035 кН < 4 кН ;

(условие инерционности обеспечивается).

5) Для отжима инструмента в шпинделе :

a₁ = 0,139=0,44 м/с² ;

F_п = 2000,44 + 0+ 2000 = 2,088 кН ;

Сила F_п должна быть меньше силы F : 2,088 кН < 8 кН ;

(условие инерционности обеспечивается).

Для случаев, где инерционность не обеспечивается, производим перерасчёт размеров гидродвигателей :

Для уравновешивания шпиндельной бабки :

D = 1,13 = 49,59мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D = 50мм.

Следовательно, остальные расчёты совпадают. Под действием давления стенки цилиндра деформируются, что может привести к нарушению работы уплотнений поршня. Диаметральная деформация стенок толщиной j цилиндра с внутренним диаметром D под действием внутреннего давления Р находится по следующей формуле:

При j 0,1D D = ;

Исходя из соотношения j = 5,5мм при D = 100мм , составляем пропорции для всех операций.

1) Для зажима стола спутника:

5,5 - 100

х - 63

j = (635,5)/100 = 3,46мм;

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j = 4мм;

Так как 4мм 0,163, т.е. 4мм6,3мм, то D = = 6,8мкм.

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки:

5,5 - 100

х - 50

j = (505,5)/100 = 2,75мм ;

гидравлический станок фрезерный двигатель

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j = 3мм;

Так как 3мм 0,150, т.е. 3мм5мм, то D = = 7,23мкм.

3) Для переключения двух скоростей:

5,5 - 100

х - 32

j = (325,5)/100 = 1,76мм ;

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j = 2,5мм;

Так как 2,5мм 0,132, т.е. 2,5мм 3,2мм, то D = = 3,55мкм.

4) Для зажима стола в 4-х точках :

5,5 - 100

х - 63

j = (635,5)/100 = 3,46мм;

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин : j = 4мм;

Так как 4мм 0,163, т.е. 4мм6,3мм, то D = = 6,8мкм.

5) Для отжима инструмента в шпинделе:

5,5 - 100

х - 63

j = (635,5)/100 = 3,46мм;

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j = 4мм;

Так как 4мм 0,163, т.е. 4мм6,3мм, то D = = 6,8мкм.

Таблица 1 - Размеры гидродвигателей

Гидродвигатель	Исходные данные и расчётные размеры	Принятые размеры
	F, кН	М, Нм	Р1 , Мпа	Р2 , Мпа	D , мм	V0 , см3	D , мм	d , мм	А1 , см2	А2 , см2	V0 , см3	j , мм
	11	-	4	0,2	60,62	-	63	36	31,2	21	-	4
	6,8	-	4	0,2	47,66	-	50	28	19,6	13,5	-	3
	3	-	4	0,2	31,66	-	32	18	8,04	5,5	-	2,5
	-	86,05	4	0,2	-	158	-	-	-	-	160	-
	4	-	4	0,2	57,5	-	63	36	31,2	21	-	4
	8	-	4	0,2	51,7	-	63	36	31,2	21	-	4

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источника давления

Время перемещений определяем по следующим формулам:

= 0,06 ;

= , (z - число позиций );

Для зажима стола-спутника:

= 0,06 = 0,6с ;

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки:

= 0,06 = 1,5с ;

3) Для переключения двух скоростей:

= 0,06 = 1с ;

4) Для поворота стола:

= = 0,4с ;

5) Для зажима стола в 4-х точках:

= 0,06 = 0,42с;

6) Для отжима инструмента в шпинделе:

= 0,06 = 0,6с;

Строим циклограмму работы гидропривода (таблица 2)

Находим давление в напорной и сливной гидролиниях:

100 з_м (Р₁А₁ - Р₂ А₂) = F - для напорной гидролинии;

100 з_м (Р₁А₂ - Р₂ А₁) = F/2 - для сливной гидролинии;

1) Для зажима стола-спутника:

1000,98(х31,2 - 0,221) = 11500;

Р_н1 = 3,9 МПа;

1000,98(х15,62 - 0,221) = 5500;

Р_х1 = 3,69 МПа;

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки:

1000,98(х19,6 - 0,213,5) = 5000;

Р_н2 = 3,92 МПа;

1000,98(х19,6 - 0,213,5) = 4500;

Р_х2 = 3,62 МПа;

3) Для переключения двух скоростей:

1000,98(х8,04 - 0,25,5) = 3000;

Р_н3 = 4,2 МПа;

1000,98(х4,03 - 0,25,5) = 1500;

Р_х3 = 3,9 МПа;

4) Для поворота стола:

160 = ;

Р_н4 = 1,87 МПа ;

5) Для зажима стола в 4-х точках:

1000,98х31,25 = 4000;

Р_н5 = 1,31 МПа;

6) Для отжима инструмента в шпинделе:

1000,98(х31,25 - 0,221) = 13500;

Р_н6 = 4,55 МПа;

1000,98(х15,62 - 0,221) = 6000;

Р_х6 = 4,2 МПа.

Все полученные результаты сводим в таблицу 3

Таблица 2 - Циклограмма работы гидропривода

Переходы цикла	Время , с
Суммарный расход масла в гидроприводе , ?Q , л/мин
Давление в напорной гидролинии, Рн , МПа

Таблица 3 - Данные для построения циклограммы

Гидродвига- тель	Исходные данные	Определяемые параметры
	D , мм	d , мм	V0 , см3	V1 , м/мин	V2 , м/мин	n , мин	Q1 , л/мин	Q2 , л/мин	Р1 , Мпа	Р2 , Мпа	, с	, с
	63	36	-	4	4	-	12,5	6,25	3,9	3,69	0,6	0,6
	50	28	-	10	10	-	19,68	9,84	3,92	9,62	1,5	1,5
	32	18	-	3	3	-	2,42	1,21	4,2	3,9	1	1
	-	-	160	-	-	50	7,25	7,25	1,87	-	0,4	-
	63	36	-	5	5	-	15,62	-	1,31	-	0,42	-
	63	36	-	4	4	-	12,5	6,25	4,55	4,2	0,6	0,6

Для выбора пневмогидроаккумулятора определяем необходимый объём масла:

V_Ti = ,

где Q_i - мгновенный расход масла в переходе цикла;

1) Для зажима стола-спутника:

V_T1 = = 0,125 л;

V_T2 = = 0,062 л;

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки:

V_T1 = = 0,492 л;

V_T2 = = 0,246 л;

3) Для переключения двух скоростей:

V_T1 = = 0,04 л ;

V_T2 = = 0,02 л ;

4) Для поворота стола:

V_T1 = = 0,048 л ;

5) Для зажима стола в 4-х точках:

V_T1 = = 0,109 л ;

6) Для отжима инструмента в шпинделе:

V_T1 = = 0,125 л ;

V_T2 = = 0,062 л.

Общее потребление масла за цикл : ?V_Ti = 1,329 л.

Определяем требуемую подачу насоса :

Q_н.т. = ( ?V_Ti60 ) / ,

где - время цикла, = 8,22с ;

Q_н.т. = ( 1,32960 ) / 8,22=9,7 л/мин.

С некоторым запасом примем подачу насоса Q_н. = 12 л/мин. Исходя из этого выбираем насос пластинчатый нерегулируемого типа Г12-32АМ (Q_н.т = 12,7 л/мин). Определяем объём масла, подаваемый насосом за время каждого из переходов цикла :

V_н = ;

1) Для зажима стола-спутника:

V_н1 = = 0,127 л ;

2) Для уравновешивания шпиндельной бабки:

V_н2 = = 0,317 л ;

3) Для переключения двух скоростей:

V_н3 = = 0,212 л ;

4) Для поворота стола:

V_н4 = = 0,085 л ;

5) Для зажима стола в 4-х точках:

V_н5 = = 0,089 л ;

6) Для отжима инструмента в шпинделе:

V_н6 = = 0,127 л ;

Определяем разность V = V_н - V_T. При V > 0 масло поступает на зарядку аккумулятора, а при V < 0 аккумулятор разряжается. Результаты вычислений заносим в таблицу 4.

Таблица 4 - К выбору пневмогидроаккумуклятора

Наименование перехода цикла	Время перехода,с	Мгновенный расход масла , л/мин	Объём масла, л	V= Vн - -VT	Давление в конце перехода, МПа
			Требуемый VT	Подаваемый насосом Vн
ЦЗС	0,6	12,5 6,25	0,125 0,062	0,127	0,002 0,065	3,9 3,69
ЦУШБ	1,5	19,68 9,84	0,492 0,246	0,317	-0,175 0,071	3,92 3,62
ЦП2С	1	2,42 1,21	0,04 0,02	0,212	0,172 0,192	4,2 3,9
ГМ	0,4	7,25	0,048	0,085	0,037	1,87
ЦЗСв4Т	0,42	15,62	0,109	0,089	-0,047	1,31
ЦОИ	0,6	12,5 6,25	0,125 0,062	0,127	0,002 0,065	4,55 4,2

По [1] с учётом, что V_max=0,192л, определяем вместимость газовой камеры: 1 дм³. В соответствии с этим выбираем пневмогидроаккумулятор типа АРХ 1/320 (р_ном=32 МПа, V=1 дм³). Для ЦУШБ V_max=0,071 определяем вместимость газовой камеры: 1 дм³. В соответствии с этим выбираем пневмогидроаккумулятор типа АРХ 1/320 (р_ном=32 МПа , V =1 дм³).

4. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

В соответствии с принципиальной гидросхемой подбираем аппаратуру и другие узлы гидропривода по их функциональному назначению, величине условного прохода и способу исполнения. Для каждого типоразмера аппаратуры из её технической характеристики находим потери давления и утечки. Все данные сводим в таблицу 5.

Таблица 5 - К выбору гидроаппаратуры

Наименование	Тип	Кол-во	Расход пропускаемыйQ, л/мин	Расход номинальный Qн, л/мин	Потери давления ,МПа	Утечки ,Q , см3/мин
Распределитель	В6	5	12,57, 2515, 62	16	0,15	100
	П6	2	2,42	10	0,3	100
Клапан обратный	Г51-31	2	12,5	16	0,25	0,08
	Г51-32	1	19,68	32	0,25	0,08
Клапан усилия зажима	ПГ57-72	2	12,5	20	0,2	50
Клапандавления	Г54-32М	4	2,42	32	0,2	25
Клапан модульный	КОМ-102	1	15, 62	40	0,4	0,5
Релледавления	ПГ62-11	1	15, 62	-	-	10
Делитель потока	КД-12/20	1	2,42	4-10	0,1	50

Определяем внутренний диаметр трубопровода, через который проходит расход масла :

d = 4,6 ,

где V_M - скорость потоков рабочей жидкости в трубопроводах в зависимости от номинального давления, V_M = 2,5 м/с.

1) Для ЦЗС :

d₁ = 4,6 = 10,28 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : d₁=12мм.

2) Для ЦУШБ :

d₂ = 4,6 = 12,9 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : d₂=16мм.

3) Для ЦП2С :

d₃ = 4,6 = 4,52 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : d₃=5мм.

4) Для ГМ :

d₄ = 4,6 = 7,83 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : d₂=8мм.

5) Для ЦЗСв4Т :

d₅ = 4,6 = 11,49 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : d₅=12мм.

6) Для ЦОИ :

d₆ = 4,6 = 10,28 мм;

Значение d принимаем из ряда стандартных условных проходов : ₆=12мм.

Определяем минимально допустимую толщину стенки трубопровода :

j = ,

где у_вр - предел прочности на растяжение материала трубопровода, у_вр =10…343 Мпа.

к_д - коэффициент безопасности, к_д = 4…8.

j₁ = = 0,42 мм ;

j₂ = = 0,56 мм ;

j₃ = = 0,17 мм ;

j₄ = = 0,28 мм ;

j₅ = = 0,42 мм ;

j₆ = = 0,42 мм.

Толщину стенки j и наружный диаметр трубы d_н с учётом d принимаем по стандарту :

d_н1 = 5мм ; d_н2 =18мм ; d_н3 = 6мм ; d_н4 = 9мм ; d_н5 =5мм ; d_н6 = 5мм ;

j₁ = 0,5мм; j₂ = 1мм ; j₃ = 0,5мм ; j₄ = 0,5 мм ; j₅= 0,5 мм ; j₆= 0,5 мм ;

5. Определение потерь и КПД

Определяем число Рейнольдса:

R_e = 21200 ,

где н - коэффициент кинематической вязкости, зависящий от марки принятого минерального масла, н = 20мм²/с (для ИГП-18);

Для напорной линии:

1) Для ЦЗС:

R_e1 = 21200 = 1104,17;

Если R_eкр = 2300 < R_e , то режим течения масла турбулентный.

Если R_eкр = 2300 > R_e , то режим течения масла ламинарный.

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

2) Для ЦУШБ :

R_e2 = 21200 = 1303,8 ;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

3)Для ЦП2С :

R_e3 = 21200 = 513,04;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

4) Для ГМ:

R_e4 = 21200 = 960,62;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

5) Для ЦЗСв4Т:

R_e5 = 21200 = 1379,77;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

6) Для ЦОИ:

R_e6 = 21200 = 1104,17;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

Для сливной линии:

1)Для ЦЗС:

R_e1 = 21200 = 552,08;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

2)Для ЦУШБ:

R_e2 = 21200 = 651,5 ;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

3)Для ЦП2С:

R_e3 = 21200 = 256,52;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

4) Для ГМ:

5) Для ЦЗСв4Т:

6) Для ЦОИ :

R_e6 = 21200 = 552,08 ;

Так как R_eкр > R_e , то режим течения масла ламинарный.

Так как во всех случаях мы получили ламинарный режим течения масла, то потери давления в трубопроводах длиной L при внутреннем диаметре d на i-том участке равны:

р_тр = 0,62;

Для напорной гидролинии:

1)р_тр1 = 0,62 = 0,03 МПа ;

2)р_тр2 = 0,62 = 0,013 МПа ;

3)р_тр3 = 0,62 = 0,216 МПа ;

4)р_тр4 = 0,62 = 0,066 МПа ;

5)р_тр5 = 0,62 = 0,033 МПа ;

6)р_тр6 = 0,62 = 0,022 МПа ;

Для сливной гидолинии:

1)р_тр1 = 0,62 = 0,02 МПа ;

2)р_тр2 = 0,62 = 0,006 МПа ;

3)р_тр3 = 0,62 = 0,108 МПа ;

р_тр6 = 0,62 = 0,011 МПа ;

Определяем потери в различных местных сопротивлениях :

р_м =0,21,

где - коэффициент местного сопротивления ;

Для напорной гидролинии :

1)р_м1 =0,21 = 0,063 МПа ;

2)р_м2 =0,21 = 0,037 МПа ;

3)р_м3 =0,21 = 0,088 МПа ;

4)р_м4 =0,21 = 0,162 МПа ;

5)р_м5 =0,21 = 0,099 МПа ;

6)р_м6 =0,21 = 0,11 МПа ;

Для сливной гидолинии :

1)р_м1 =0,21 = 0,016 МПа ;

2)р_м2 =0,21 = 0,009 МПа ;

3)р_м3 =0,21 = 0,022 МПа ;

6)р_м6 =0,21 = 0,028 МПа.

Потери давления в гидроаппаратах определяются из таблицы 5 и суммируются :

р_а = р_р +р_др +р_кл + … ,

где р_р - потери давления в распределителе ;

р_др - потери давления в дросселе ;

р_кл - потери давления в клапане и т.д. ;

1) Для ЦЗС :

р_а1 = р_р +р_ко +р_к3 = 0,15 + 0,25 +0,2 = 0,6 МПа ;

2) Для ЦУШБ :

р_а2 = р_ко = 0,25 МПа ;

3) Для ЦП2С :

р_а3 = 2р_р +р_дп +4р_кд = 20,3 + 0,1 + 40,2 = 1,5 МПа ;

4) Для ГМ :

р_а4 = 2р_р = 20,15 = 0,3 МПа ;

5) Для ЦЗСв4Т :

р_а5 = р_р +р_ком = 0,15 + 0,4 = 0,55 МПа ;

6) Для ЦОИ :

р_а6 = р_р +р_ко +р_к3 = 0,15 + 0,25 +0,2 = 0,6 МПа.

Потери давления на каждом из параллельных участков находятся отдельно для напорной и сливной гидролиний по следующей формуле :

р_i = р_тр + р_м + р_а ;

Для напорной гидролинии :

1)р_1нп = 0,03 + 0,063 + 0,6 =0,693 МПа ;

2)р_2нп = 0,013 + 0,037 + 0,25 =0,3 МПа ;

3)р_3нп = 0,216 + 0,088 + 1,5 =1,804 МПа ;

4)р_4нп = 0,066 + 0,162 + 0,3 =0,528 МПа ;

5)р_5нп = 0,033 + 0,099 + 0,55 =0,682 Ма ;

6)р_6нп = 0,022 + 0,11 + 0,6 =0,732 МПа ;

Для сливной гидолинии :

1) р_1сл = 0,02 + 0,016 + 0,6 =0,636 МПа ;

2) р_2сл = 0,006 + 0,009 + 0,25 =0,265 МПа ;

3) р_3сл = 0,108 + 0,022 + 1,5 =1,63 МПа ;

4) р_4сл = р_4нп =0,528 МПа ;

5) р_5сл = р_5нп =0,682 Ма ;

6)р_6сл = 0,011 + 0,028 + 0,6 =0,639 МПа ;

Определяем давление, развиваемое насосом :

р_н = р₁ + р_нп ;

1)Для ЦЗС :

р_н1 = 3,9 + 0,693 = 4,593 МПа ;

2) Для ЦУШБ :

р_н2 = 3,92 + 0,3 = 4,22 МПа ;

3) Для ЦП2С :

р_н3 = 4,2 + 1,804 = 6,004 МПа ;

4) Для ГМ :

р_н4 = 1,87 + 0,528 = 2,398 МПа ;

5) Для ЦЗСв4Т :

р_н5 = 1,31 + 0,682 = 1,992 МПа ;

6) Для ЦОИ :

р_н6 = 4,55 + 0,732 = 5,282 МПа ;

Полученные данные сводим в таблицы 6 и 7.

Таблица 6 - Определение потерь давления в напорной гидролинии

Участок с гидродвигателем	Qнп, л/мин	По длине трубопровода	Местные сопротивления	Гидроаппараты	рнп МПа
		d, мм	Re	L, м	Ртр МПа	Рм МПа		Рв	Рn	ркл
ЦЗС	12,5	12		4	0,03	0,063	40		-		0,2	-	-	-	0,6	0,693
ЦУШБ	19,68	16		3,5	0,013	0,037	30	-	-		-	-	-	-		0,3
ЦП2С	2,42	5		4,5	0,216	0,088	45	-	0,3	-	-	0,2	-	0,1	1,5	1,804
ГМ	7,25	8		3	0,066	0,162	60		-	-	-	-	-	-	0,3	0,528
ЦЗСв4Т	15,62	12		3,5	0,033	0,099	40		-	-	-	-	0,4	-		0,682
ЦОИ	12,5	12		3	0,022	0,11	70		-		0,2	-	-	-	0,6	0,732

Таблица 7 - Определение потерь давления в сливной гидролинии

Участок с гидродвигателем	Qсл, л/мин	По длине трубопровода	Местные сопротивления	Гидроаппараты	рсл МПа
		d, мм	Re	L, м	Ртр МПа	Рм МПа
ЦЗС	6,25	12		4	0,02	0,016	40		-		0,2	-	-	-	0,6	0,636
ЦУШБ	9,84	16		3,5	0,006	0,009	30	-	-		-	-	-	-		0,265
ЦП2С	1,21	5		4,5	0,108	0,022	45	-	0,3	-	-	0,2	-	0,1	1,5	1,63
ГМ	7,25	8		3	-	-	60		-	-	-	-	-	-	0,3	0,528
ЦЗСв4Т	-	12		3,5	-	-	40		-	-	-	-	0,4	-		-
ЦОИ	6,25	12		3	0,011	0,028	70		-		0,2	-	-	-	0,6	0,639

Определяем гидравлический КПД участка :

;

1)Для ЦЗС :

= 0,7 ;

2)Для ЦУШБ :

= 0,86 ;

3) Для ЦП2С :

= 0,43 ;

4) Для ГМ :

= 0,56 ;

5) Для ЦЗСв4Т :

= 0,31 ;

6) Для ЦОИ :

= 0,74 ;

Определяем объёмный КПД участка :

,

где УQ_i - суммарные утечки в гидроаппаратуре ;

- объёмный КПД гидродвигателя, = 1.

1)Для ЦЗС :

= 0,988 ;

2) Для ЦУШБ :

= 0,99 ;

3) Для ЦП2С :

= 0,885 ;

4) Для ГМ :

= 0,97 ;

5) Для ЦЗСв4Т :

= 0,992 ;

6) Для ЦОИ :

= 0,988 ;

Определяем общий КПД участка :

з = з_т з_м з₀ ,

где з_м - механический КПД участка , з_м = 1;

1) Для ЦЗС :

з₁ = 0,710,988 = 0,692 ;

2) Для ЦУШБ :

з₂ = 0,8610,99 = 0,851 ;

3) Для ЦП2С :

з₃ = 0,4310,855 = 0,368 ;

4) Для ГМ :

з₄ = 0,5610,97 = 0,543 ;

5) Для ЦЗСв4Т :

з₅ = 0,3110,992 = 0,307 ;

6) Для ЦОИ :

з₆ = 0,7410,988 = 0,731 ;

Определяем общий КПД гидропривода :

з_гп = ,

где р₁ … р_i - полезная мощность гидродвигателя отдельного участка ;

з₁ … з_i - КПД отдельных участков ;

з_н - полный КПД насоса, з_н =0,8 ( согласно [1] ) ;

Полезная мощность для гидроцилиндров :

р_n =,

где F - усилие на штоке ;

V - скорость перемещения штока ;

Полезная мощность для поворотного гидродвигателя :

р_n = ;

1) Для ЦЗС :

р_n1 = = 733,3 Вт ;

2) Для ЦУШБ :

р_n2 = = 1133,3 Вт ;

3) Для ЦП2С :

р_n3 = = 150 Вт ;

4) Для ГМ :

р_n4 = =183,2 Вт;

5) Для ЦЗСв4Т :

р_n5 = = 333,3 Вт ;

6) Для ЦОИ :

р_n6 = = 533,3 Вт ;

з_гп = = 0,56 ;

Расчёты сводим в таблицу 8.

Таблица 8 - Определение КПД

Участок гидропривода с гидродвигателем	рн ,МПа	зт	Q л/мин	Q, л/мин	зот	зо	зм	з	рn ,кВТ
ЦЗС	4,593	0,7	150,08	12,5	1	0,988	1	0,692	0,7333
ЦУШБ	4,22	0,86	0,08	19,68	1	0,99	1	0,851	1,1333
ЦП2С	6,004	0,43	350	2,42	1	0,855	1	0,368	0,15
ГМ	2,398	0,56	200	7,25	1	0,97	1	0,543	0,1832
ЦЗСв4Т	1,992	0,66	110,5	15,62	1	0,992	1	0,653	0,3333
ЦОИ	5,282	0,74	150,08	12,5	1	0,988	1	0,731	0,5333

6. Насосная установка

Определяем потери мощности в насосе и гидроприводе :

Р_пот = ,

где р₁…p_i - мощность, потребляемая насосом в каждом переходе цикла работы станка ; ф₁… ф _i - время переходов ;

Для нерегулируемого насоса, работающего при постоянном режиме давления :

Р_i =,

1) Для ЦЗС :

Р₁ = = 1,17 кВт ;

2)Для ЦУШБ :

Р₂ = = 1,51 кВт ;

3) Для ЦП2С :

Р₃ = = 0,46 кВт ;

4) Для ГМ :

Р₄ = = 0,42 кВт ;

5) Для ЦЗСв4Т :

Р₅ = = 0,52 кВт ;

6) Для ЦОИ :

Р₆ = = 1,3 кВт ;

Р_пот = =

= 0,16 кВт ;

Объём гидробака:

V = 27000 = 27000= 44,82л = 45 л ,

где t =35⁰С ;

Выбираем бак вместимостью 63 л.

В повторно-кратковременном режиме электродвигатель привода насоса подбирается по эквивалентной мощности :

Р_экв= = 1,19 кВт ;

Электродвигатель выбираем по каталогу: АИР90L6 ( N=1,5 кВт, n = 1000 об/мин).

7. Техника безопасности

Конструкция гидроприводов должна исключать представляющие опасность для обслуживающего персонала перемещения выходных звеньев гидродвигателей в любые моменты цикла работы. Гидросистемы должны иметь блокировки, исключающие возможность ошибочного включения несовместных движений рабочих органов. Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих или вызвать аварию машины, должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая машину при снижении давления ниже значения, установленного в стандартах или технических условиях. При этом не должны отключаться устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования рабочих.

Для защиты гидроприводов от перегрузок и контроля давления в напорных линиях должны быть установлены клапаны и манометры, причём на шкале или корпусе должны быть нанесены красные метки, соответствующие максимально допустимому давлению. В линиях, ведущих к манометрам, запрещается проводить отбор рабочей жидкости.

В станках с механизированным или автоматизированным закреплением заготовок должны быть предусмотрены блокировки, разрешающие включение цикла обработки только после окончания зажима детали.

Список использованной литературы

1 Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник - 3-е изд., - М.:Машиностроение, 1995

2 Методические указания для выполнения курсовой работы студентам специальности Т.03.01.00 "Технология, оборудование и автоматизация машиностроения ".- Могилёв : МММ , 1999

Размещено на Allbest.ru