ОСНОВЫ РАСЧЁТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ (Основы расчёта и проектирования гидропневмопривода станочного оборудования), страница 2

Значит, при большем давлении можнополучить требуемое усилие, например, при меньшей рабочей площади гидроцилиндра, т. е. при меньшем диаметре поршня, штока и т. п.Однако длина того же гидроцилиндра при этом не уменьшится, посколькузадана величина перемещения РО, с которой связан ход цилиндра. Еслиуменьшить диаметр поршня или штока при той же длине, то увеличивается отношение длины к диаметру внутренней поверхности гильзы цилиндра, и могутвозникнуть затруднения с ее обработкой. С другой стороны, длинный и тонкийшток может потерять устойчивость при приложении сжимающих нагрузок (припродольном изгибе).В гидромоторах повышение рабочих давлений приводит к увеличениюудельных нагрузок в сопряжениях деталей, которые работают в условиях сравнительно больших скоростей относительных движений, а также циклическогонагружения по поверхностям сопряжения и в опорных подшипниках.

Для обеспечения надежности работы ротационных машин (моторов и насосов) при повышенных рабочих давлениях требуется использовать более качественные материалы, повышать точность обработки деталей, уменьшать рабочие зазоры всопряжениях, применять опорные подшипники более высокого класса и т.п.Это приводит к повышению стоимости этих машин и ужесточению требованийк фильтрации масла и другим условиям эксплуатации.Вместе с тем в станках размеры гидродвигателей часто оказываются заданными конструктивно, если эти двигатели (например гидроцилиндры) встроеныв РО, или их выбирают из условия обеспечения требуемого расхода масла приминимальных подачах.Применение гидроприводов в станках в течение длительного времени позволяет проследить процесс изменения уровня давлений в гидроприводах. В результате можно установить, что в течение последних десятилетий уровни рабочих давлений в станках различных групп практически не изменяются и нет оснований ожидать в обозримом будущем каких-либо существенных изменений вэтой области.6При этом установившиеся уровни рабочих давлений составляют: в шлифовальных, заточных, алмазно-расточных и других станках для чистовой обработки 1...3 МПа; в станках с программируемыми электрогидравлическими приводами 6 ...7 МПа; в протяжных станках до 8...10 МПа; в накатных и другихстанках для обработки методами пластической деформации до 15...20 МПа и востальных группах станков - 3...5 МПа.При проектировании гидроприводов новых станков в качестве расчетногодавления можно принимать средние величины из приведенных рабочих давлений для соответствующих групп станков, либо обосновывать использованиеболее высоких или низких давлений.По результатам этого этапа расчета производят выбор типоразмера серийноизготавливаемого двигателя по каталогам-справочникам или номенклатуре заводов изготовителей.В пневмоприводах рабочее давление принимают обычно равным давлениюв заводской сети, т.е.

р = 0,4…0,5 МПа.Гидродвигатель поступательного движения (гидроцилиндр)Наибольшее распространение имеют поршневые гидроцилиндры (ГЦ) двухстороннего действия с одно- и двухсторонним штоком, причем двухстороннийшток следует применять лишь тогда, когда это не приводит к увеличению габаритных размеров оборудования.Основными параметрами ГЦ являются диаметры поршня и штока, ход поршня и рабочее давление. Первоначально эти параметры рассчитывают без учетасил трения в уплотнениях поршня и штоков, а потом производят корректировку.Наиболее общим вариантом является гидроцилиндр с двусторонним штоком, у которого штоки имеют разные диаметры. С учетом этого расчетная схема представлена на рис.2.1.Dd1d2F2F1νRДp1p2Рис.

2.1. Расчетная схема гидроцилиндра: D, d 1 , d 2 – диаметры поршня и штоковсоответственно; F 1 , F 2 – эффективные площади поршня в напорнойи сливной полостях; p 1 , p 2 – давление жидкости в напорной и сливной полостях;ν - скорость поршня; R д – нагрузка (сила внешнего сопротивления)7Уравнение равновесия поршня:P1F1 = P2F2 + Rд.Эффективные площади поршня:F1 =π4( D 2 − d12 );F2 =Для удобства расчета вводим коэффициентысительные диаметры штоков:ψ1 =d1;Dψ2 =π4( D 2 − d 22 ) .ψ 1 ψ 2, определяющие отноd2.DТогда d 1 = ψ 1 D; d 2 = ψ 2 D.Подставляя эти выражения в формулы для площадей и затем в уравнениеравновесия, после некоторых преобразований получаем:P1π 2πD ( 1 − ψ 12 ) = P2 D 2 ( 1 − ψ 22 ) + R D .44Решаем полученное уравнение относительно D:D=2RДπ [ p1 ( 1 − ψ 12 ) − p 2 ( 1 − ψ 22 )].Величина р 1 принимается равной рабочему давлению, т.е.

р 1 = р.Противодавление (давление в сливной полости) выбирается из диапазона р 2 =(0,3 – 0,9) МПа.Значения ψ 1 и ψ 2 принимаются с учетом выбранной конструкции ГЦ. Есливыбран ГЦ с двусторонним штоком, то для обеспечения равенства скоростейбыстрых ходов в прямом и обратном направлениях: быстрого подвода (БП) иотвода (БО), - принимается ψ 1 = ψ 2 , значения которых выбираются из диапазона 0.3...0.7. Если применяется ГЦ с односторонним штоком, то для обеспеченияравенства скоростей быстрых ходов при БП необходимо применять дифференциальную схему включения; при этомψ 1 = 0; ψ 2 = 1 / 2 . Значение нагрузки принимается равным R Дmax .По полученному значению D из справочника выбирается стандартный ГЦ, укоторого диаметр поршня D ст ≥ D, т.е. расчетный диаметр поршня округляютдо ближайшего стандартного значения в большую сторону. Однако, если расчетный диаметр поршня отличается от ближайшего меньшего значения не более, чем на 5%, то можно принимать это значение.

Выбранные значения диаметров поршня и штоков должны соответствовать ГОСТ 6540-68.Выбранный ГЦ проверяется по условию обеспечения максимального осевого усилия при рабочем ходе, т.е. должно быть F 1ст ≥ F 1 , где F 1ст и F 1 - эффективные площади в напорной полости соответственно стандартного и расчетного ГЦ.8Кроме того, выбранный ГЦ следует проверить на устойчивость движенияпоршня, исходя из требуемой длины хода, по таблице рекомендуемых соотношений между ходом и диаметром цилиндра и при необходимости скорректировать D ст , d 1ст , d 2ст в сторону их увеличения [10].Гидродвигатель вращательного движения (гидромотор)Расчетная схема представлена на рис.

2.2.Рис.2.2. Расчетная схема гидромотора: q – удельный рабочий объемгидромотора; р 1 и р 2 – давление в напорной и сливной линияхИзвестно, что крутящий момент на валу гидромотора определяется поформуле:МD =Из неё находим:( p1 − p 2 )q2π.q=2πΜ D.p1 − p 2(2.1)Значения давлений p 1 и р 2 выбираются так же, как и при расчете ГЦ.Величина крутящего момента принимается равной М Dmax . По полученномузначению q выбирается из справочника стандартный гидромотор, у которогоq ст ≥ q. Можно выбрать меньший ГМ в том случае, если отклонение q ст от q непревышает 5%.

Выбранный гидромотор должен соответствовать также требуемой частоте вращения.9Поворотный гидродвигательРасчетная схема представлена на рис.2.3.Рис. 2.3. Расчетная схема поворотного гидродвигателяОпределяется рабочий объем гидродвигателя (ГД) по формуле (2.1), а понему находится рабочий объем q 270 , приходящийся на угол поворота 270°:q 270 = q·270/360.По полученному значению q 270 из справочника выбирается стандартныйповоротный ГД, у которого q 270ст ≥ q 270. Выбранный ГД должен соответствовать также требуемой скорости поворота вала.Пневмодвигатель поступательного движения (пневмоцилиндр)В пневмоприводах применяют пневмоцилиндры (ПЦ) одностороннего и двустороннего действия.

Так как уровень давления в пневмоприводах значительнониже, чем в гидроприводах, при расчете ПЦ вводятся поправочные коэффициенты. Диаметр поршня ПЦ двустороннего действия определяется по формуле [11]:D=R Дмах,χр м (1 − k )где р м - минимальное абсолютное давление воздуха в магистрали или на выхо-де регулятора давления; χ - параметр загрузки; k - коэффициент, учитывающийпотери давления на трение в цилиндре.Ориентировочные значения k для различной полезной нагрузки ПЦ при уплотнении поршня и штока манжетами и питающем давлении 0,5...0,6 МПа приведены ниже (большие значения k принимают для меньших диаметров пневмоцилиндров):kRд, Н0,5…0,2До 6000,2…0,12600.. .6000100,15…0,086000...250000,08…0,0525000...

60000Параметр загрузки, характеризующий отношение действительной нагрузкиR к теоретическому усилию на штоке ПЦ:Rχ=p M F1Для транспортирующих ПЦ оптимальное значение χ = 0.4...0.5. При χ > 0.5время срабатывания значительно возрастает; значения χ = 0.1...0.2 свидетельствуют о неэффективном использовании ПЦ, но могут быть необходимы для получения максимальных скоростей срабатывания ПЦ.Максимально допустимые χ мах приведены ниже:χ махр м , МПа0,60,30,650,40,70,50,75…0,80,6...1Диаметр поршня ПЦ одностороннего действия с пружинным возвратом определяется по формуле:R Дмах + R 0 + CНD=,χр ( 1 − k )Mгде R o - сила предварительного сжатия пружины; С - жесткость пружины; H –ход поршня.1.2.3.4.5.Вопросы для самопроверки по главе 2Что должно быть задано в качестве исходных данных при расчетегидроцилиндра, гидромотора, поворотного гидродвигателя?В чем состоит назначение передаточного механизма между гидродвигателем и рабочим органом?По какому параметру выбираются гидроцилиндр, гидромотор, поворотный гидродвигатель?Как обеспечивается при расчете гидроцилиндра равенство скоростейпрямого и обратного ходов?В чем заключается отличие в расчете пневмоцилиндра от гидроцилиндра?113.

СОСТАВЛЕНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ ПРИВОДАРазработка принципиальной схемы является наиболее сложным и ответственным этапом в проектировании гидро- и пневмопривода. Схема должна связать в одно целое решение всех вопросов по приводу: выполнение заданной циклограммы работы узлов с обеспечением требуемых силовых характеристик идиапазонов регулирования скоростей движения, удобство управления рабочимиорганами, подбор комплектующих изделий (аппаратуры, насосов, моторов, цилиндров и др.) с учетом серийно изготавливаемых узлов и перспектив их производства ко времени изготовления соответствующего станочного оборудования.Схемы гидро- и пневмоприводов отличаются большим разнообразием как сточки зрения номенклатуры входящих в нее элементов, так и по их расположению на чертеже.