ВВЕДЕНИЕ. Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей)

Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочном гидроприводе используется минеральное масло.

Гидроприводы широко применяются в современном станкостроении. Они позволяют существенно упростить кинематику станков, снизить их металлоемкость, повысить точность, надежность работы, а также уровень автоматизации.

Основные направления развития отечественного станочного гидропривода заключается в улучшении энергетических и эксплутационных характеристик гидрооборудования, повышении его быстродействия, расширяющемся применении следящего и пропорционального дистанционного управления, обеспечивающих связь современных электронных систем с узлами гидропривода.

Основным достоинством гидропривода – является возможность получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах силовых исполнителей двигателей (0, 5-1, 8 кг/кВт). Это облегчает компоновку гидропривода в механизмах. Благодаря малой инерционности подвижных частей гидроприводы имеют высокое быстродействие. На гидроцилиндр приходится не более 5% момента инерции приводимого механизма, а в некоторых случаях, этот показатель может быть еще лучше, поэтому время их разгона и торможения не превышает обычно нескольких сотых долей секунд.

Гидравлические приводы обеспечивают при условии хорошей плавности движения широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости исполнительных двигателей.

Важное достоинство гидроприводов – возможность работы в динамических режимах при частых включениях, остановках, реверсах движения или изменения скорости, причем качество переходных процессов может контролироваться или изменяться в нужном направлении (шлифовальные, протяжные, зубодолбежные и др. станки).

Гидропривод позволяет надежно защитить систему от перегрузки, при этом обеспечивается точный контроль действующих усилий путем регулирования давления прижима (зажимные и фиксирующие механизмы, гидроприводы устранения зазоров, системы уравновешивания).

Гидроцилиндр в гидроприводе позволяет получить прямолинейное движение без каких-либо кинематических преобразований. К достоинствам гидроцилиндра следует отнести также предельную простоту конструкции, высокий КПД (0, 95-0, 98), малую собственную инерционность, возможность выбора определенного соотношения скоростей прямого и обратного хода и надежность.

К основным достоинствам гидроприводов следует отнести также достаточно высокое значение КПД, повышенную жесткость благодаря повышенному модулю упругости масла, незначительным сжимаемым объемам и герметичности рабочих камер гидродвигателей, смазываемость и долговечность.

Наряду с указанными выше преимуществами гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении.

При течении минерального масла по трубопроводам и каналам гидросистемы возникают потери на трение и утечки снижающие КПД гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости, насосной установки и гидроагрегатов. Внутренние утечки в узлах гидропривода из линий высокого давления в линии низкого давления неизбежны, т.к. подвижные элементы (золотники, плунжеры, клапаны, поршни и т.п.) насосов, гидродвигателей и аппаратов чаще всего уплотняются за счет малых зазоров между трущимися поверхностями. В определенных пределах эти утечки незначительно снижают КПД и существенно улучшают условия смазывания. Наибольшую опасность представляют наружные утечки приводящие к повышенному расходу масла и загрязнению рабочего места.

Надежная работа станочных гидроприводов может быть гарантирована только при надлежащей фильтрации рабочей жидкости. Необходимость применения фильтров тонкой очистки повышает стоимость гидроприводов и усложняет их техническое обслуживание, однако эти недостатки компенсируются значительным ростом долговечности оборудования.

Технические параметры гидросистем резко ухудшаются при попадании воздуха и воды в минеральное масло.

Изменение вязкости минерального масла при его разогреве приводит к изменению пропускной способности дросселирующих устройств и, как следствие, к изменению скорости движения рабочих органов.

Узлы гидропривода, как правило, весьма трудоемки в изготовлении, что применения специального оборудования и освоения их централизованного производства на специализированных заводах.

В связи с наличием внутренних утечек, средствами гидравлики трудно реализовать точную координацию нескольких движений рабочих органов. Эта задача может решаться лишь с применением достаточно сложных гидравлических устройств (электрогидравлические шаговые привода).

В некоторых отраслях промышленности возможность использования минерального масла в гидроприводах исключается по соображениям пожарной безопасности. Применение негорючих рабочих жидкостей удорожает гидроприводы.

Для отладки, технического обслуживания и ремонта гидрофицированных станков наряду со специалистами по механике и электротехнике(электронике) нужен еще специалист-гидравлик.

Критический анализ преимуществ и недостатков приводов различного типа применительно к конкретным условиям того или иного станка позволяет обоснованно выбрать оптимальное техническое решение.

1. Составление расчетной схемы

1.1.Расчетная схема гидроцилиндра №1

Для расчёта гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую возможную нагрузку, которую должен преодолеть проектируемый привод. В задании на проектирование дано: расчетная нагрузка на цилиндре Ц1 – 30кН.

Силы действующие на Ц1:

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного вертикально при быстром подводе (БП):

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного вертикально при рабочих перемещениях (РП1):

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного вертикально при рабочих перемещениях (РП2):

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного вертикально при быстром отводе (БО):

2. Расчет параметров одноштокового гидроцилиндра

2.1. Расчет параметров гидроцилиндра №1

Рабочая площадь гидроцилиндра определяется по формуле [1, c.9]:

,

где – полезный перепад давления в гидроцилиндре;

h_M=0, 9– механический КПД гидроцилиндра [1, c.8];

F=30 кН – нагрузка, действующая на гидроцилиндр.

Полезный перепад давления в гидроцилиндре определяем по формуле [1, c.9]:

,

где Р=4, 2 МПа – расчетное давление, дано заданием на проектирование.

МПа,

мм².

2.1.1 Определяем диаметр поршня и диаметр штоков гидроцилиндра №1.

Для одноштокового гидроцилиндра рабочая площадь может быть найдена по формуле:

где D – диаметр поршня;

Диаметр поршня определяется по формуле

мм.

Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 12447-80 D =56мм.

Диаметр штока для обычных цилиндров d=(0, 3..0, 5)D

Принимаем d=0, 4D

мм.

Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 12447-80 – d =28мм.

Определяем фактически требуемый полезный перепад давления в гидроцилиндре при стандартных значениях D по формуле[1, c.10]:

,

Мпа.

Уточняем рабочую площадь с учетом стандартных значений D и d:

мм²

3. Определение расходов гидроцилиндра №1

Исходной формулой для расчёта расхода рабочей жидкости в полости гидроцилиндра является:

3.1 Определение максимального расхода для быстрых перемещений в напорной и сливной полости гидроцилиндра.

Максимальный расход для быстрого перемещения в напорной полости [1, c.37]:

, где _б.п.=8 м/мин – скорость быстрого подвода, дана заданием на проектирование.

л/мин.

Максимальный расход для быстрого перемещения в сливной полости [1, c.37]:

,

л/мин.

3.2 Определение расхода жидкости при рабочих перемещениях при действии рабочей нагрузки, для полостей напора и слива.

Расход жидкости при рабочих перемещениях при действии рабочей нагрузки, для напорной полости [1, c.39]:

,

Для первой рабочей подачи:

_р.х.=1, 5 м/мин – скорость рабочего хода, дана заданием на проектирование.

л/мин.

Расход жидкости при рабочих перемещениях при действии рабочей нагрузки, для сливной полости [1, c.39]:

,

где _р.х.=1, 5 м/мин – скорость рабочего хода, дана заданием на проектирование.

л/мин.

Для второй рабочей подачи:

_р.х.=0, 15 м/мин – скорость рабочего хода, дана заданием на проектирование.

л/мин.

Расход жидкости при рабочих перемещениях при действии рабочей нагрузки, для сливной полости [1, c.39]:

,

где _р.х.=0, 1 м/мин – скорость рабочего хода, дана заданием на проектирование.

л/мин.

3.3. Построение диаграмм расходов и перепадов давлений.

Рассчитываем время элементов цикла Ц

где t_БП-время БП, сек;

L_БП-длина хода поршня при БП, м.

где t_РП1-время при РП, сек;

L_РП1-длина хода поршня при РП, м.

где t_РП2-время при РП, сек;

L_РП2-длина хода поршня при РП, м.

где t_БП-время Б0, сек;

Рисунок 2 -Диаграмма расходов гидроцилиндра

Рисунок4-Диаграмма перепадов давления гидроцилиндра

4. Описание принципиальной гидравлической схемы привода

Разработанная гидравлическая схема обеспечивает две ступени рабочих подач и быстрые перемещения гидроцилиндров «вперед» и «назад». Переключение скоростей движения штока осуществляется двумя регуляторами расхода и дросселем с обратным клапаном, установленными параллельно на входе по средствам гидравлического распределителя с электрогидравлическим управлением. При быстром подводе распределитель установлен в среднее положение и направляет поток жидкости через дроссель с обратным клапаном. При включении рабочей подачи РП1 распределитель переключается в первое крайнее положение, направляя поток жидкости через РР1. Для осуществления второй рабочей подачи распределитель занимает второе крайнее положение и направляет поток рабочей жидкости через РР2.

Выдвижение и втягивание штока гидроцилиндра1 осуществляется распределителем Р1 с ручным управлением, который, ко всему прочему, обеспечивает остановку в любой момент времени.

Регулирование втягивания штока гидроцилиндра обеспечивается дросселем с обратным клапаном ДРК2.

В системе имеется аппаратура для фильтрации рабочей жидкости, манометр и гидроаккумулятор. Целью установки последнего является снижение энергозатрат, которые возникли бы, если устанавливать дополнительный насос. Для защиты системы от перегрузок предусмотрен предохранительный клапан непрямого действия.

Насосная установка(Н) служит для преобразования механической энергии в гидравлическую энергию рабочей жидкости.

Реле температуры (РТ) предназначено для регистрации температуры в баке гидросистемы.

Реле уровня(РУ) служит для регистрации объема рабочей жидкости находящейся в баке гидросистемы.

Фильтры предназначены для очистки рабочей жидкости.

5. Обоснование и выбор рабочей жидкости, способов и степени ее очистки.

Рабочим жидкостям станочных гидроприводов должны быть присущи хорошие смазочные, антикоррозионные свойства, малые изменения вязкости в широком диапазоне температур, большой модуль упругости, химическая стабильность, хорошая теплопроводимость и другие важные свойства. Помимо этого она должна быть доступной и недорогой.

Исходя из выше названных требований и следуя рекомендациям [3] стр.13 принимаем: минеральное масло ИГП-18 ТУ38 ГОСТ101413-78 с антикоррозионными, антиокислительными присадками:

─ кинематическая вязкость ;

─ индекс вязкости 90;

─ кислотное число 0, 6..1мг КОН на 1г;

─ плотность .

6. Выбор гидроаппаратуры.

Контрольно-регулирующая гидравлическая аппаратура подбирается по расчетным значениям рабочего давления и расходов. При выборе гидроаппаратуры необходимо учитывать, на каких участках гидролиний она должна устанавливаться. Имеются участки гидролиний, служащие только для нагнетания или слива, и участки, служащие для нагнетания и слива, периодически изменяющие свое назначение. Кроме того, имеются вспомогательные участки, на которых устанавливаются предохранительные клапаны, дроссели в ответвлении и т.д.

Основными техническими параметрами гидравлических аппаратов являются условный проход, номинальный расход и номинальное давление. При выборе типоразмера гидравлического аппарата из каталога по его техническим характеристикам нужно стремиться выбрать такое исполнение данного типа аппарата, у которого номинальные значения давления и расхода ближе к расчетным значениям этих параметров. Если выбранный аппарат имеет значительно большее номинальное давление и расход, чем принятые рабочее давление и расчетный расход, то он имеет большую массу и размеры. Технические характеристики гидроаппаратов указываются в каталогах в виде таблиц с цифровыми значениями параметров и в виде графиков.

1. Распределитель Р1 – ХВММ16Ф.44/УХЛ ГОСТ 24679-81:

- условный проход – 16 мм,

- расход масла

- номинальный – 80…125 л/мин,

- максимальный – 90…240 л/мин,

- давление

- номинальное – 25 МПа,

- в сливной линии не более – 6 МПа,

- максимальная сила управления на рукоятке – 78 Н,

- масса, не более – 7, 3…9, 3 кг.

2. Распределитель Р2 – ХВЕХ16Х.64/В220НСУЕ10УХЛ4 ГОСТ 24679-81:

- условный проход – 16 мм,

- расход масла

- номинальный – 80…125 л/мин,

- максимальный – 90…240 л/мин,

- давление

- номинальное – 25 МПа,

- в сливной линии не более – 6 МПа,

- давление управления – 1…25 МПа,

- время срабатывания – 0, 05…2 с,

- параметры комплектующих электромагнитов

- напряжение (частота) – 220 (50),

-рабочая мощность – 46 В*А,

- пусковая мощность – 130 В*А,

- масса, не более – 7, 3…9, 3 кг.

3. Предохранительный клапан непрямого действия с электромагнитной разгрузкой КП – МКПВ-10/32Т4В10.УХЛ4 – ТУ2-053-1737-85:

- условный проход – 10 мм,

- расход масла

- номинальный – 80 л/мин,

- максимальный – 160 л/мин,

- минимальный – 3 л/мин,

- максимальное превышение номинального давления настройки при мгновенном возрастании давления – 2, 5 МПа,

- масса – 4, 5…4, 85 кг.

4. Дроссель – ДРК1 – КВМК 16G1.1 ТУ2-053-1753-85:

- условный проход – 16 мм,

-расход масла

- номинальный (Q_ном) – 63 л/мин,

- максимальный – 120 л/мин,

- минимальный (через дроссель) – 5 л/мин,

- давление минимальное – 0, 05 МПа,

- потеря давления при полностью открытом дросселе и Q_ном не более – 0, 3 МПа,

- потеря давления в обратном клапане при Q_ном, не более – 0, 4 МПа,

- внутренние утечки при полностью закрытом дросселе не более – 500 см³/мин,

- масса – 1, 25 кг.

5. Дроссель ДРК2 - КВМК 16G1.1 ТУ2-053-1753-85:

- условный проход – 16 мм,

-расход масла

- номинальный (Q_ном) – 63 л/мин,

- максимальный – 120 л/мин,

- минимальный (через дроссель) – 5 л/мин,

- давление минимальное – 0, 05 МПа,

- потеря давления при полностью открытом дросселе и Q_ном не более – 0, 3 МПа,

- потеря давления в обратном клапане при Q_ном, не более – 0, 4 МПа,

- внутренние утечки при полностью закрытом дросселе не более – 500 см³/мин,

- масса – 1, 25 кг.

6. Регуляторы расхода – РР1, РР2, – МБПГ55-22МУХЛ4:

- условный проход – 10 мм,

- расход масла

- номинальный (Q_ном) – 25 л/мин,

- максимальный – 32 л/мин,

- минимальный – 0, 04 л/мин,

- рабочее давление

- номинальное – 20 МПа,

- минимальное – 0, 5 МПа,

- максимальные давление на выходе – 20 МПа,

- перепад давлений на дросселе - ≥ 0, 2 МПа,

- изменение установленного расхода масла в диапазонах рабочего давления от минимального до номинального и температуры масла +10…+70 ⁰С, не более – 10±5%,

- расход масла через полностью закрытый дроссель, не более – 30 см³/мин,

- масса – 4, 5 кг.

7. Фильтр напорный – Ф1 – RFA210CV1B4/4040 по ТУ2-053-1778-81

- условный проход – 20 мм,

- номинальная тонкость фильтрации – 160 мкм,

- номинальная расход – 63 л/мин,

- масса – 1, 05 кг.

8. Фильтр сливной – Ф2 - фильтр RFM25FV1B510/00 по ТУ2-053-1778-81

- условный проход – 20 мм,

- номинальная тонкость фильтрации – 160 мкм,

- номинальная расход – 63 л/мин,

- масса – 1, 05 кг.

9. Клапан обратный – КО1 – Г51-33 по ТУ2-0530-1649-83

- условный проход – 16 мм,

- расход масла:

- номинальный – 63 л/мин,

- максимальный – 100 л/мин,

- утечки масла при номинальном давлении не более – 0, 13 см³/мин,

- масса – 1, 6 кг.

10. Клапаны обратные – КО2, КО3 – Г51-31 по ТУ2-0530-1649-83

- условный проход – 8 мм,

- расход масла:

- номинальный – 16 л/мин,

- максимальный – 25 л/мин,

- утечки масла при номинальном давлении не более – 0, 08 см³/мин,

- масса – 1, 2 кг.

11. Гидроаккумулятор – АК – АПГ-Б-10/20 по ТУ2.053.0221050.028-93.

- номинальный объем дм³,

- номинальное давление МПа,

- максимальный расход – 3 л/с,

- масса – 17, 5 кг.

12. Реле давления – РД1 и РД2 по ГОСТ 26005-83.

- контролируемое давление:

- номинальное МПа;

- максимальное МПа;

- минимальное МПа.

13. Переключатель манометров – ПМ – ПМ320 по ТУ2-053-1707-84

- номинальное давление МПа.

14. Манометр – МН – МТИ 1216

- верхний предел измерения – 6; 10; 16; 25.

15. Реле температуры-РТ- ТКП-100ЭК имеет следующие технические характеристики:

Диапазон измерения температуры 20-300˚ С

16. Бак -Б -имеющий следующие технические характеристики:

Номинальный объем бака: 40л.

7. Расчет параметров и выбор трубопроводов.

При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальных расходам, проходящим по ним и рекомендуемым средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. В зависимости от рабочего давления и вида трубопровода рекомендуемая средняя скорость потока не должна превышать во всасывающих линиях 1, 0…1, 5 м/с, в сливных 2 м/с и в напорных 3…5 м/с.

Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам

и ,

где и - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;

и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;

и - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.

Получим:

мм;

мм.

Принимаем dн=12 мм, dc=14 мм.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода

,

где - толщина стенки трубопровода, мм;

- наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

- внутренний диаметр трубопровода, мм;

- предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа;

- коэффициент безопасности, для участков с ненапряженным режимом работы.

- для линии напора

мм,

- для линии слива

мм,

примем =1 мм.

По ГОСТу принимаем трубы с наружными диаметрами:

- для линии напора мм;

- для линии слива мм.

Толщина стенки мм.

8. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе.

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах определяются для линий напора и слива в зависимости от расхода и режима течения рабочей жидкости по этим линиям при рабочем ходе исполнительного органа. По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линий напора и слива:

и

или

и ,

где и - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

и - числа Рейнольдса линий напора и слива;

и - внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм;

- кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм²/с;

- рабочая скорость потока рабочей жидкости, м/с.

Тогда

-Для гидроцилиндра1:

- для первой рабочей подачи

,

В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока

-Для гидроцилиндра1:

- для первой рабочей подачи

,

- для второй рабочей подачи

Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора:

или

и ,

где и - потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива, МПа;

и - коэффициент сопротивления трению;

и - длина трубопроводов напора и слива, м;

и - внутренние диаметры трубопроводов, мм;

и - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

- плотность рабочей жидкости, кг/м³;

- расчетная скорость потока рабочей жидкости, м/с.

-Для гидроцилиндра1:

- для первой рабочей подачи

МПа

- для второй рабочей подачи

МПа,

Расчет потерь давления на местные сопротивления (тройники, угольники, изгибы трубопровода и т.д.) производится через суммарный коэффициент местных сопротивлений:

и ,

где - потери давления на местные сопротивления, МПа;

- суммарный коэффициент местных потерь как сумма коэффициентов местных сопротивлений, выбранных из справочников в зависимости от типа местного сопротивления;

- плотность жидкости, кг/м³;

- расчетная скорость потока жидкости в трубопроводе, м/с;

- расход рабочей жидкости в трубопроводе, л/мин.

Получим

.

Тогда

-Для гидроцилиндра1:

- для первой рабочей подачи

МПа;

- для второй рабочей подачи

МПа;

8.1.Расчет потерь давления в гидравлических аппаратах

При расчетах рабочего давления в гидросистеме должны определяться потери давления в гидравлических аппаратах при протекании через них потока рабочей жидкости. Для этого в технических характеристиках гидравлических аппаратов в каталогах указываются усредненные значения потерь давления, происходящих при проходе через них рабочей жидкости, или приводятся графики зависимости потерь давления от расхода жидкости в гидроаппаратах.

1. Потери давления через распределитель Р1:

- быстрые перемещения

МПа,

МПа.

- первая рабочая подача

МПа,

МПа,

- вторая рабочая подача

МПа,

МПа.

2. Потери давления через распределитель Р2:

- быстрые перемещения

МПа,

МПа.

- первая рабочая подача

МПа,

МПа,

- вторая рабочая подача

МПа,

МПа.

3. Потери давления через переливной клапан КП:

- не учитываются

4. Потери давления через дроссель ДРК1:

МПа.

5. Потери давления через дроссель ДРК2:

МПа.

6. Потери давления через регулятор расхода РР1

МПа.

7. Потери давления через регулятор расхода РР2

МПа.

8. Потери давления через фильтр напорный Ф1:

МПа.

9. Потери давления через фильтр сливной Ф2:

МПа.

10. Потери давления через обратный клапан КО1, КО2, КО3,

МПа.

8.2 Определение потерь давления в напорной и сливной линиях

Для каждого гидравлического исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения, местных сопротивлений и гидроаппаратуры:

;

;

где и - суммарные потери давления в линиях напора и слива;

и - потери давления на трение в трубопроводах напора и слива;

и - потери давления в гидравлических аппаратах потоков напора и слива.

Тогда

-Для гидроцилиндра1

- для первой рабочей подачи

МПа,

- для второй рабочей подачи

МПа

8.3 Определение наибольшего рабочего давления

Рассчитывается наибольшее рабочее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии гидравлического органа, и определяется по формуле:

,

где - наибольшее рабочее давление на входе напорной линии исполнительного гидравлического органа;

и - суммарные потери давления в линиях напора и слива;

- фактический требуемый полезный перепад давления в исполнительном гидравлическом органе;

и - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.

Тогда

-Для гидроцилиндра1

МПа,

МПа.

9. Определение объемных потерь и производительности насосной установки.

Рассчитываются объемные потери, т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. При этом суммируются объемные потери не только на работающим участке системе, но и на аппаратах, соединенных с напорной линией рассматриваемого участка. В технических характеристиках гидроаппаратуры в каталогах приводится величина утечек при указанном перепаде давления или коэффициент удельных утечек. Поэтому объемные потери могут выбираться по технической характеристике или определятся по формуле

,

где - объемные потери на гидроаппарате, л/мин;

- коэффициент удельных утечек на гидроаппарате, ;

- перепад давления на аппарате, МПа.

При проектных предварительных расчетах объемные потери могут определяться:

- для гидравлических аппаратов ;

- для гидроцилиндров ;

1. распределитель Р1

л/мин.

2. распределитель Р2

л/мин.

3. предохранительный клапан КП

л/мин.

4. дроссель ДРК1

л/мин.

5. дроссель ДРК2

л/мин.

6. регулятор расхода РР1

л/мин.

7. регулятор расхода РР2

л/мин.

8. фильтр Ф1

л/мин.

9. фильтр Ф2

л/мин.

10. клапан обратный КО1

л/мин.

11. клапан обратный КО2

л/мин.

12. клапан обратный КО3

л/мин.

13. гидроцилиндр Ц1

л/мин.

Суммарные потери

9.1.Определение наибольшей производительности насосной станции

Определяется необходимая наибольшая подача рабочей жидкости для исполнительного гидравлического органа:

,

где - наибольшая подача рабочей жидкости;

- максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа;

- суммарные объемные потери.

Получим

л/мин.

Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.

Таким образом, наибольшая подача насоса или наибольшая производительность насосной станции для гидросистем принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости:

.

10. Выбор насоса, расчет мощности и выбор приводного электродвигателя.

Выбранный насос должен иметь подачу не менее наибольшей суммарной подачи и развивать давление, большее, чем то значение, на которое настраивается предохранительный клапан, т.е.

и ,

где - давление на выходе из насоса;

- давление настройки предохранительного клапана.

Выбираем однопоточный пластинчатый насос НПл 12, 5/6, 3 с характеристиками:

- рабочий объем – 12, 5 см³,

- номинальная подача – 9, 7 л/мин,

- номинальное давление на выходе – 6, 3 МПа.

- частота вращения

- номинальная – 950 мин^-1,

- максимальная – 1500 мин^-1,

- минимальная – 600 мин^-1,

- номинальная мощность – 1, 6 кВт,

- КПД при номинальном режиме работы, не менее

- объемный – 0, 81,

- полный – 0, 65,

- ресурс, не менее – 4000 ч,

- средний уровень звука, не более – 74 дБА,

- масса – 9, 7 кг.

10.1 Определение мощности приводного электродвигателя

Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия

,

где - мощность приводного электродвигателя, кВт;

- подача насоса, л/мин;

- давление настройки предохранительного клапана, МПа;

- общий коэффициент полезного действия насоса.

Тогда

кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4А100S2У3 N_H=1кВт, n=2865мин^-1.

11. Определение КПД гидравлического привода.

Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной:

,

где , , - полезный перепад давления, рабочий расход рабочей жидкости, время работы в течении цикла каждого исполнительного органа;

- подача насоса, л/мин;

- давление настройки предохранительного клапана, МПа;

- время цикла.

Тогда

-Для гидроцилиндра1:

.

12. Тепловой расчет гидропривода.

При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потери мощности, так как энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме, превращается в теплоту, поглощаемую рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким, чтобы превышение установившейся температуры жидкости в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого повышения температуры или температуры рабочей жидкости из условия ее работоспособного состояния не превышала допустимого значения . Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхности стенок бака, а если этого недостаточно, то устанавливается дополнительно теплообменник. Среднее количество теплоты, выделяемое гидравлической системой в единицу времени, равно потери мощности:

кВт.

Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке

и ,

где и - количество теплоты и потери мощности, кВт;

- площадь поверхности излучения бака, м²;

- объем рабочей жидкости в баке, л;

- разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды, ;

- коэффициент теплопередачи бака; .

Тогда м²,

л.

Примем л.

Для уменьшения объема бака применяется теплообменник, требуемая площадь поверхности которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:

,

где - площадь поверхности излучения теплообменника;

- количество теплоты, отводимое теплообменником;

- расчетный перепад температур в теплообменнике;

- коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среде в теплообменнике.

В этом случае принимается оптимальный объем рабочей жидкости в баке л. Таким образом, установка теплообменника не нужна. Принимаем л.

13 Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя

Гидроцилиндр с односторонним штоком по ОСТ2 Г25-1-86 состоит из следующих основных деталей (рисунок 13.1): гильзы 4, крышек 1 и 2, поршня 3, втулок 10, 11, и 12, полуколльца6, фланца 5. Уплотнения поршня по диаметру D=56 мм обеспечивается с помощью двух поршневых колец 9, которые обеспечивают герметичность в гидравлических устройствах для возвратно-поступательного движения. Уплотнения штока по диаметру d=28 мм – с помощью шевронных уплотнений 16 по ГОСТ 22704-77, натяг которых регулируется путем изменения толщины втулки 10. Также на штоке установлены грязесъемник 17 по ГОСТ 24811-81, предназначенные для очистки от грязи поверхностей штока.

Рисунок 13.1 – Гидроцилиндр

Литература.

1.Глубокий В.И. Расчет гидроприводов. Методическое пособие по курсовому проектированию.-Мн: БГПА., 1992

2.Якимович А.М., Клевзович В.И., Бачанцев А.И. Проектирование гидравлических приводов: Метод. Пособие к выполнению курсовых работ.-Мн.: БНТУ, 2002.-71 с.

3.Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы.-М.: Машиностроение, 1982

4.Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Вища Школа, 1980. – 231 с.

5.Кузнецов В. Г. Приводы станков с программным управлением. – М.: Машиностроение, 1983. – 248 с.

6.Металлорежущие станки / Под ред. В. Э. Пуша. – М.: Машиностроение, 1978. – 495 с.