125989 (Разработка гидропривода подачи силовой головки агрегатного станка), страница 3

Принимая скорость потока жидкости :

для напорной магистрали u_н = 5 м/с,

для сливной магистрали u_c = 2 м/с.

Определяем диаметр условного прохода d_у для напорной и сливной магистрали по формуле:

d_у=(4Q/u_н)^0,5,

d_у1=(40,5110^-3/3,145)^0,5=0,011 м;

d_у2=(40,3110^-3/3,142)^0,5=0,014 м.

Выбираем ближайшие значения из номинального ряда по ГОСТ 16516-80:

для напорного и сливного трубопроводов d_у1=12 мм. и d_у2=16 мм.

Площадь условного прохода трубопровода:

F_y1= 0,012²/4=1,1310^-4 м².

F_y2= 0,016²/4=210^-4 м².

Переходим к подбору гидроаппаратов. Выбираем распределитель типа ПГ72-33 с диаметром условного прохода d_у =16 мм, номинальным расходом Q_н=40 л/мин, максимальным расходом Q_мах=80 л/мин. Выбираем предохранительный клапан непрямого действия типа ПГ52-23 с d_у=16 мм и Q_н=40 л/мин. Выбираем фильтр типа Ф7М с d_у=20 мм и Q_н=63 л/мин.

Определяем гидравлические потери в напорной магистрали.

Потери давления на дросселе:

∆Pдр=ξPu²/2=29004.5²/2=0.018МПа

Потери давления в местных сопротивлениях ( гидроаппаратах) равны: на фильтре-0,0024 МПа; на распределителе-0,0012 МПа.

Уточняем значение скорости потока рабочей жидкости в напорной магистрали используя формулу:

u_н = Q/F_у1,

u_н=0,5110^-3/1,1310^-4=4,5м/с.

Определяем режим течения рабочей жидкости. В качестве которой принимаем минеральное масло ИГП-30 с кинематической вязкостью ν=30сСт и плотностью =900кг/м³.

Определяем число Рейнольдса:

Re = u_н d_у1/ν

Re = 4,50,012/0,310^-4 = 1800,

что меньше критического числа Re*=2300 для трубопроводов круглого сечения, следовательно, режим течения ламинарный.

Выбираем параметр шероховатости = 0,05 мм для стальных труб.

Определяем коэффициент трения по формуле:

_т=64/Re,

_т=64/1800=0,0355.

Потери давления на трение по длине l_н=l₁+l₂=4+6=10 м для напорного трубопровода определим по формуле:

р_Т1=(_тl_н u_н²)/2 d_у1,

р_Т1=0,0355104,5²900/20,012 = 0,27МПа.

Потери давления на трение в напорной магистрали:

р_д =0,27+0,0012+0,0024+0,018 = 0,29 МПа.

Давление за насосом находим по формуле:

p_o=p_м+р_а,

где р_м- магистральное давление ( магистраль),

р_а- атмосферное давление, МПа р_а=0,1МПа.

р_о= 4+0,1 = 4,1 МПа.

Определяем давление в поршневой камере двигателя по формуле:

р_д = р_о-р_д,

р_д = 4,1-0,29 = 3,81 МПа.

Определяем давление в сливной камере. Потери давления на распределителе - 0,0012 МПа;

Уточняем значение скорости потока в сливной магистрали по формуле:

u_c=Q/F_y2,

u_c = 0,3110^-3 /210^-4 =1,6 м/с.

Значение числа Рейнольдса составит:

Re=1,6 0,016/0,310^-4 = 853,

что также меньше критического значения, следовательно, режим течения - ламинарный.

Коэффициент трения равен:

_т=64/853= 0,075.

Потери давления по длине l_c=l₃+l₄=10 м для сливного трубопровода:

р_Т2=0,075 10 4,5² 900/2 0,016 = 0,43 МПа.

Потери давления в сливной магистрали:

р_с=0,043+0,0012=0,43 МПа.

Определяем давление в штоковой камере двигателя по формуле:

р_с = р_а+р_с,

р_с = 0,1+0,43 = 0,53 МПа.

Вычисляем максимальное усилие, которое развивает гидроцилиндр при выбранных параметрах привода по формуле:

Р_max=F₁( р_д- р_с)-P_F,

Р_max=24,610^-4(3,8110⁶-0,750,5310⁶)-221,55 =8191 Н,

что больше полной внешней нагрузки, т. е.т.к 8191> 6351,то P_max < F_п.

Определяем гидравлический КПД привода по формуле:

_гидр=(р_д- р_с)/р_н-р_а,

_гидр=(3,81-0,750,53)/(4-0,1)=0,87.

Таким образом, выбранные параметры обеспечивают заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

2.3 Тепловой расчет

Целью этого расчета является определение температуры жидкости, выбор необходимого по объему гидробака и определения основных параметров теплообменного аппарата. Определим потери мощности N при течении жидкости по формуле:

N=р_Т1Q_д+р_Т2Q_с,

N=0,2910⁶0,5110^-3+0,4310⁶0,3110^-3=0,28110³ Вт.

В первом приближении принимаем полезный объем гидробака равным пятиминутной номинальной подаче насоса по формуле:

V_б=(180300) Q_с,

V_б=3000,5110^-3=0,153 м³=153 дм³.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда вместимостей гидробаков по ГОСТ 12448-80: V_б=160 дм³.

Выбираем цилиндрическую форму гидробака. Площадь стенок бака F_ст в этом случае определяется по формуле:

F_ст=5,5 V_б^2/3,

F_ст=5,50,16^2/3=1,64 м².

Принимаем, что теплообмен происходит при естественной циркуляции воздуха. Коэффициент k_пт теплопередачи будет равен k_пт=20 Вт/м^2оС.

Определим удельную мощность теплоотдачи в окружающую среду при перепаде температуры на 1 ^оС по формуле:

Р_ту=k_пт F_ст,

Р_ту=201,64=32,8 Вт/^оС.

Определяем изменение температуры рабочей жидкости при установившемся режиме работы привода:

Т=N/ Р_ту,

Т=0,28110³/32,8=8,56 ^оС.

При температуре окружающей среды Т_о=20 ^оС температура рабочей жидкости составит Т_ж=20+8,56=28,56 ^оС, что меньше максимально допустимой температуре эксплуатации. Следовательно, выбранные параметры гидробака обеспечивают работу привода в допускаемом температурном режиме.

Насос гидропривода должен обеспечивать необходимую подачу. Определяем по формуле:

Q_н=Q_д+Q_ут,

Q_н=30,6+0,2=31 л/мин,

где Q_ут=0,2 л/мин – утечки через предохранительный клапан.

В качестве насоса выбираем пластинчатый нерегулируемый насос типа

Г12-33М, обеспечивающий подачу35 л/мин.

Эффективная мощность N на валу насоса определяем по формуле:

N= Q_нр_м/60,

N=314/60=2,06 кВт.

Потребляемую при этом мощность N_потр насоса находим по формуле:

N_потр=N/,

N_потр=2,06/0,82=2,51 кВт.

Крутящий момент М на приводном валу насоса определяем по формуле:

М=р/2_мех,

где - рабочий объем, см³.

М=440/23,140,9=28,3 Нм,

Выбранные параметры обеспечивают работу привода в заданном режиме.

2.4 Расчет направляющих

В качестве направляющей выбираем направляющую жидкостного трения с замкнутой гидростатической опорой с регулируемым расходом (рис. 1).

Рис. 1 Схема питания гидростатической направляющей

Данные для расчета направляющих:

B = 0,236 м (ширина направляющей);

L = 1 м (длина направляющей);

b = 0,15 м (ширина кармана);

l = 1 м (длина кармана);

h = 0,0001 м (величина рабочего зазора, выбирается в зависимости от длины);

ε = 0 м (относительное смещение направляющей);

k = 1 (относительное различие в противоположных опорах);

Определяем грузоподъемность:

P = p_нFc_Fc_p;

где: p_н – давление на насосе;

p_н = 2 МПа;

F – площадь кармана;

F = b^.l;

F = 0,3 м²;

с_F – коэффициент формы опоры и кармана:

с_F = 1/6LB(2LB+lB+2lb+Lb);

с_F = 1/1,416(0,472+0,236+0,3+0,15) = 0,61

c_p, с_j – коэффициенты, зависящие от ε и k, определяются по кривым:

c_p = 1, с_j = 1;

P = 2^.10^6.0,3^.0,61^.1 = 0,366^.10⁶ кгс = 3,66^.10⁶ Н;

Определяем жесткость опоры:

j = - 3p_нFc_Fc_j /h;

j = - 3^.2^.10^6.0,3^.0,61^.1/0,0001 = - 14724^.10⁶ кгс^.м² = - 10980^.10⁶ Н^.м²;

Оптимальная динамическая вязкость рабочей жидкости:

μ = 10h²/υ(5p_н² /3с_рF)^0.5;

μ = (0,32^.10^-6.(22,22^.10⁶ )^0,5) = 1,51 = 1,51 Па^.с;

Выбираем индустриальное масло марки ИГП – 18 с ρ = 900 кг/м³ и ν=16,7 сСт.

Определяем демпфирующую силу:

P = μL/h³(B³ – b³);

P = 1,51^.1^.0,033196 /1^.10^-12 = 50,12^.10⁹ Н.

_{3. Устройство и принцип работы привода}

Конструкция привода.

Гидропривод двухстороннего действия состоит из гидроцилиндра ГЦ, распределителя Р, предохранительного клапана ПК, редуктора потока РП, фильтра Ф и насоса Н.

Принцип работы привода.

Рабочая жидкость, подаваемая насосом Н, под давлением, определяемым настройкой предохранительного клапана ПК, поступает через фильтр Ф и распределитель Р в левую полость гидроцилиндра ГЦ. Поршень цилиндра Ц находится в крайнем левом положении. После переключения распределителя Р жидкость подается в левую полость цилиндра Ц, давление в ней начинает расти, а в правой полости, которая соединяется через распределитель и регулятор потока РП с баком, давление падает. Регулятор потока РП обеспечивает постоянство скорости гидроцилиндра независимо от внешней нагрузки. Когда перепад давлений на поршне достигнет величины, достаточной для преодоления сил сопротивления поршень начинает двигаться. После того как поршень достигнет крайнего правого положения, по команде от системы управления распределитель Р переключается, соединяя правую полсть цилиндра Ц с магистралью с давлением р_м, а левую полость – через распределитель потока РП с баком. Поршень возвращается в исходное положение в той же последовательности. Далее цикл повторяется. Таким образом, как при прямом, так и при обратном ходе имеется начальный перепад давлений на поршне.

Заключение

Качество разрабатываемых приводов в значительной мере закладывается на стадии проектирования, успех которого связан с уровнем теоретических знаний инженера-конструктора, объёмом его практических навыков и умением работать творчески. Основы теоретических знаний составляет понимание физических процессов гидро- и пневмоприводов умение представлять их в математической форме и анализ свойства приводов по математическим моделям. Практические навыки инженеру нужны для проведения расчетов на ЭВМ, выполнения чертёжно-технической документации и участия в экспериментальных исследованиях.

Важное условие творческой работы инженера – изучение и критическое осмысление накопленного опыта работы и эксплуатации гидро- и пневмоприводов.

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т. 3, - 6-е изд., перераб. и доп. – М.:1982. – 576с.

2. Ручкин Л.В. Гидропривод технологических машин и оборудования Ч.1: Учеб. Пособие. Красноярск: САА, 1999. – 96 с.

3. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов/Т.М.Башта, С.С.Руднев, Б.Б.Некрасов и др. – 2-е изд., перераб. – М.: Машиностроение, 1982. – 423 с.: ил.

4. Навродский К. Л. Теория и проектирование Гидро- и пневмоприводов: Учебник для студентов вузов по специальности «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика». – М., Машиностроение, 1991.- 384с.

5. Свешников В.К., Усов А.А. станочные гидроприводы: Справочник. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 512 с.: ил.