Министерствообразования и науки
Государственноеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
«Санкт-Петербургскийгосударственный политехнический университет»
Механико-машиностроительныйфакультет
Кафедра«ГАК»
Пояснительнаязаписка
к курсовомупроекту
ПРОЕКТИРОВАНИЕГИДРОПРИВОДА ЦИКЛОВОЙ АВТОМАТИКИ
Выполнил: студент МалыхинГ.Е.
Руководитель: РомановП.И.
СПбГПУ, 2010
Содержание
Введение
1. Задание
2. Силовой расчет
3. Кинематический расчет
4. Разработка гидравлической схемы
5. Расчет потерь гидропривода
5.1. Рабочий ход
5.2. Обратный ход
6. Определение КПД и мощностихолостого хода
Выводы
Литература
Введение
В данном курсовом проектенеобходимо спроектировать гидропривод фрезерного станка. Проектируемыйгидропривод включает в себя насосную установку, гидроцилиндр, трубопроводы,соединяющих их, и гидропанель, на которой размещены распределители, дроссели ирегуляторы расхода.
По мере выполнениякурсовой работы ставятся следующие задачи:
— силовой расчет с цельювыбора гидроцилиндра;
— кинематический расчетдля определения расхода на типовых режимах работы и выбора насосной установки;
— разработкагидравлической схемы привода, подбор оборудования, обеспечивающего ее работу;
— проектированиегидропанели (необходимо предоставить сборочный чертеж и спецификацию);
— расчет потерьгидропривода для типовых режимов работы, а так же расчет КПД и мощности нахолостом ходу.
1.Задание
Разработать гидроприводфрезерного станка по следующим данным:
Станок: фрезерный.
Максимальная скоростьрабочего хода: 900 мм/мин.
Минимальная скоростьхолостого хода: 3,5 м/мин.
Усилие на рабочем органе:5 кН.
Полное перемещение: 250мм.
Длина рабочего хода: 180мм.
Масса рабочего органа:330 кг.
Способ регулирования: навыходе.
Тип регулирования:дроссельное.
Циклограмма работыгидропривода (рисунок 1): ИП, БВ, РП1, РП2, В, ОХ, Т.
/>
Рис. 1 Циклограмма работыгидропривода
2. Силовой расчет
Данный расчетпроизводится на основе статического равновесия силового исполнительного органа,т.е. гидроцилиндра. Рассмотрим гидравлический силовой орган для поступательногодвижения, схема которого изображена на рис. 2:
/>
Рис.2 Расчетная схемагидропривода
На рис.2 изображеныследующие элементы:
1– гидроцилиндр, 2 –поршень, 3 – шток, 4 – рабочий орган, 5 – направляющие.
Рабочая жидкость (расходQ, давление р) подается в левую полость цилиндра 1, что вызывает перемещениепоршня 2 с рабочим органом 4 со скоростью V, преодолевая нагрузку R.
Таким образом, условиестатического равновесия системы [1, c.4]:
pF-pПРF’=R+RП+RШ+RН±m/>g, (2.1)
где р – давление врабочей полости цилиндра; рПР – давление в сливной полости цилиндра;F и F’ – эффективные площади двух сторон поршня.
/>, (2.2)
где dш – диаметр штока, R – полезная нагрузка (чистоесопротивление); RП – сила трения поршня; RШ – сила тренияштока; RН – сила трения в направляющих, M/>g– вес рабочего органа, в данномслучае он направлен вниз, следовательно берем его со знаком «минус».
Уравнение(2.1) является статически неопределимым, т.к. для определения сил сопротивления(R, RШ) нужно знать параметры цилиндра (F), а для определения (выбора) цилиндра нужно знать силысопротивления. Поэтому предварительный расчет ведется, исходя из расчетной силысопротивления Rрасч, в зависимости от типа станка[1, c. 5]:
RРАСЧ=(1,25…1,5R). (2.3)
Рассчитаем силу сопротивления,согласно формуле (2.3): />
Исходя из (2.3), уранениеравновесия имеет следующий вид:
pF=RРАСЧ , (2.4)
Из уравнения (2.4)находим параметры цилиндра F=RРАСЧ/p, подставив соответствующие значения,получим [1, c. 5]:
/>
Исходя из найденногодиаметра поршня D= 51,4 мм и длинырабого хода, выберем стандартный гидроцилиндр с ближайшими к заданнымзначениями. Гидроцилиндр по ОСТ2 Г29-1-77 удовлетворяет требованиям и обладаетследующими характеристиками [2]:
Номинальное давление: 10МПа.
Диаметр поршня: 63 мм.
Диаметр штока: 32 мм.
Длина рабочего хода: 250мм.
Найдем эффективныеплощади двух сторон поршня, по формуле (2.2):
/>
/>
После выборагидроцилиндра возвращаемся к уравнению статического равновесия и рассчитываемдавление в нагнетательной полости цилиндра при рабочем и холостом ходе безучета гидравлических потерь [1, c. 6].
Давление при рабочемходе:
рР=(R+RП+RШ+RН+ M/>g)/F, (2.5)
Давление при холостом ходе:
рХ=(RП+RШ+RН’-M/>g)/F , (2.6)
Рассчитаем давление прирабочем ходе по формуле (2.5). Для этого найдем силу трения в направляющих:
RH=0,35∙R=0,35∙5000=1750 H,
RH’=M∙g∙/>=3300∙0,11=363 Н.
Так как в гидроцилиндреиспользуются манжеты воротниковые, то формула для расчета потерь на трение вуплотненях цилиндров будет следующая [1, c. 24]:
/>
где D – диаметр уплотняемой поверхности(мм);
L – ширина рабочей части манжеты (мм);p – давление масла (МПа);
pk – контактное давление при монтажеманжеты (pk = 2…5 МПа).
Давление масла /> на рабочем ходе, нахолостом ходе: />, контактноедавление/>.
Таким образом, получимзначение силы трения в поршне:
/>
Рассчитаем силу трения вштоке, так как используется регулирование
/>
на выходе, то,следовательно, давление
/>.
В итоге получаем давлениена рабочем ходе:
/>
Давление на холостомходе:
/>
3.Кинематический расчет
Данный расчет заключаетсяв определении расходов, необходимых для обеспечения заданных рабочих и холостыхходов рабочих органов и последующим выборе стандартных насосных станций с однимили несколькими насосами. Максимальный расход определяется по формуле [1, c.7]:
Qp max =F·Vp max , (3.1)
где Vpmax — максимальная скорость перемещения рабочего органа.
Подставив соответсвующие значения в формулу (3.1), получим:
Qpmax =/>.
Рассчитаем потребный расход для холостого хода [1, c.7]:
Qх =F·Vх; (3.2)
Qх’=F’·Vх ,(3.3)
где Vx — скорость холостого хода. Следовательно,
Qх =/>; Qх’=/>.
Эффективность работы гидропривода зависит от коэффициентаиспользования расхода при рабочем ходе [1, c.7]:
К= Qx/ Qpmax=10,8/2,8=3,86.
При K>3выбираем гидростанцию с двумя насосами, что позволяет существенно повыситьк.п.д. привода. Выберем гидростанцию с двумя насосами Г48-2 по ТУ2-053-1806-86[2, с.380] т.к. она комплектуется двухпоточным насосом, однако на этой насоснойстанции необходимо поменять насос. Выбираем насос типа 3БГ12-42 с параметрами подачисо стороны вала 3,3 л/мин, со стороны крышки 10,4 л/мин.
Выбор насоса и цилиндрапроверяется расчетом погрешности фактической скорости Vx, относительно заданной, которая не должна превышать 10%[1, с.8].
/> (3.4)
/>.
Погрешность не превышает 10%, следовательно,насос является подходящим. Схема насосной установки изображена на рис. 3.
/>
Рис. 3 Насосная установкаГ48-2
4.Разработка гидравлической схемы
На основе циклограммы,указанной в индивидуальном задании, разработаем гидравлическую схему. На схеме(рис. 4) гидрораспределитель Р1 переключает движение рабочего органа РО напрямое (положенеие «а»), обратное (положение «б») и выстой (выключен). Так какрегулирование происходит на выходе, распределитель Р2, направляющий поток краспределителю Р3, регуляторам расхода РР1, РР2, необходимо разместить насливной магистрали.
/>
Рис. 4 Гидравлическаясхема
Режимы работыраспределителей представлены в таблице 1.
Таблица 1. Схемавключения электромагнитовРаспределитель БВ РП1 РП2 В ОХ Т Р1 a a a – b a Р2 – a a – a Р3 a b –
По разработанной схеме, согласнорассчитанным величинам расхода и давления, подбирается следующая аппаратура:
– два трехпозиционныхраспределителя ВЕ 10 64б / В220-50 Д ГОСТ 24679-81
на схеме: Р1 и Р2;
– двухпозиционныйраспределитель ВЕ 10 573 / В220-50 Д ГОСТ 24679-81 (реализуем на базе ВЕ 10 64)
на схеме: Р3;
Расшифровка обозначениягидрораспределителей:
В – гидрораспределительзолотниковый;
10 – диаметр условногопрохода 10 мм;
Е – вид управления — электромагнитное;
исполнение по схеме — № 64б — длятрехпозиционного распределителя,
№ 573 – для двухпозиционного.
В – переменный ток, 220В, 50Гц;
Д – электрическое присоединениеэлектромагнита сверху.
Техническиехарактеристики:
Расход масла, л/мин:номинальный 22; максимальный 33;
Давление, МПа: номинальное32;
– два регуляторарасхода МПГ55-2 ГОСТ 21352 – 75,
на схеме: РР1 и РР2;
М – международныеприсоединительные размеры;
П – стыковоеприсоединение;
Г55-2 – обозначение поклассификатору станкостроения;
2 – исполнение подиаметру условного прохода 2 (Dy =10мм).
Номинальное давление 20МПа.
Расход масла, л/мин:максимальный 25;
– дроссель ПГ77 –12 ТУ27-20-2205 – 78,
на схеме: Др1;
П – стыковоеприсоединение;
Г77 – обозначение поклассификатору станкостроения;
Dу, мм: 10 – диаметрусловного прохода;
Расход масла, л/мин:0,06 – 20.
5.Расчет потерь гидропривода
Расчет потерь необходим для настройкипредохранительных клапанов рабочего и холостого хода. На рабочем ходу расчетведется для максимальной рабочей скорости 0,015 м/с (2,8 л/мин). Рассчитываетсяотдельно нагнетательная и сливная ветви гидропривода – определяются потеридавления pн и pссоответственно. Формулы для расчета представлены ниже [1, с.22]:
/> (5.1)
/> (5.2)
где pн l, pс l — потери по длине; pн м, pс м – потери в местных сопротивлениях; pн а, pс а – потери в аппаратах;
pок – потери на подпорном клапане./>
5.1 Рабочий ход
Расчетная схема длярабочего хода приведена на рис. 5:
/>
Рис. 5 Расчетная схема привода для рабочего хода
1) Рассмотримнагнетательную ветвь. Величина потерь по длине pн1 определяются максимальным расходомрабочего хода Qpmax=2,8 л/мин и общей длинойнагнетательной магистрали:
/>(5.1.1)
где l0=800 мм – длина трубопровода от гидростанции; l1 = 37 мм; l2=30 мм;
l3 = 45 мм; l4 = 47 мм – длины каналов в гидропанели; lр=200 мм — длина трубопровода от гидропанели догидроцилиндра.
/>
Определим характер течения втрубопроводе [1, с.25]:
Re = /> (5.1.2)
где v=30 сСт – кинематическая вязкость масла ИГП-30 ТУ38.101413-97 при температуре 20°С [2]; Q=2,8 л/мин — расход; d=10 мм – диаметр отверстия.
Подставив в формулу соответствующиезначения, получим:
Re = /> т.к. Re
При ламинарном течении потери по длинеопределяются по формуле [1, c. 25]:
/>,(5.1.3) где lн=1,084 м – длина трубопровода.
/>
Потери в местных сопротивленияхопределяются по суммарному коэффициенту /> местныхсопротивлений [1, c. 25]:
/>(5.1.4) где /> – коэффициентсопротивления.
В таблице 2 приведены значениякоэффициента местных сопротивлений для некоторых элементов и потоков [1, c. 26].
Таблица 2. Значения коэффициентаместных сопротивлений для некоторых элементов и потоков
/>
Учитывая, соответствующие значениякоэффициентов сопротивления, получим:
/> />
Потери в аппаратах на напорной ветвивключают только потери в распределителе Р1. Потери определяются квадратичнойинтерполяцией [1, c.23]:
/>(5.1.5)
где Q=33 л/мин – номинальный расход на распределителе; p=0,2 МПа – потери при номинальномрасходе; Qрmax=2,8 л/мин – значение расхода нарабочем ходу.
/>
Окончательно, потери на напорнойветви
/>
2) Рассмотрим сливную ветвь.
Расход в сливной магистрали расходопределяется по формуле [1,c. 23]:
/>(5.1.6)
где Q=2,8 л/мин — расход; F и F’ –эффективные площади двух сторон поршня.
/>
Общая длина сливной магистрали:
/>(5.1.
7) где l5= 47 мм; l6= 45 мм; l7= 30 мм; l8= 157 мм; l9= 102 мм; l10= 158 мм; l11= 30 мм; l12= 45 мм; l13= 112 мм; l14= 45 мм; l15= 30 мм; l16= 160 мм; l17= 30 мм; l18= 45 мм; l19= 97 мм; l20= 185 мм – длины каналов.
Подставив соответствующие значения,получим:
/>
Потери по длине по формуле (5.1.3):
/>
Коэффициент сопротивления на сливнойветви:
/>
Местные потери определим по формуле (5.1.4):
/>
Потери в аппаратах складываются изпотерь на трех распределителях и регуляторе расхода. При номинальном расходе Q=33 л/мин для распределителей и Q=25 л/мин для регулятора расхода,аппараты имеют следующие потери:
распределители p1=0,2 МПа; регулятор расхода p2=0,2 МПа.
Потери при фактическом рабочемрасходе составляют:
/>(5.1.8)
/>.
Окончательно, потери на сливнойветви, учитывая />:
/>
Определим величинунастройки рабочего давления предохранительного клапана:
/>(5.1.9)
/>
/>/>5.2 Обратный ход
Расчетная схема дляобратный хода приведена на рис. 6:
/>
Рис. 6 Расчетная схема привода для режима «обратный ход»
1) Рассмотрим нагнетательную ветвь.Расчеты обратного хода будут отличаться от расчетов рабочего хода толькозначением расхода Qxх =10,8 л/мин.
Общая длина нагнетательноймагистрали:
/>(5.2.1)
где l0=800 мм – длина трубопровода от гидростанции; l1 = 37 мм; l2= 30 мм; l3= 45 мм; l4 = 47 мм – длины каналов вгидропанели;
lр=200 мм — длина трубопровода от гидропанели догидроцилиндра.
/>
Определим характер течения втрубопроводе по формуле (5.1.2):
Re = />
Т.к. Re
При ламинарном движении потери подлине определяются по формуле (5.1.3):
/>
Местные потери при коэффициентесопротивления равном /> считаем поформуле (5.1.4):
/>
Потери в аппаратах состоят из потерьна распределителе Р1. При номинальном расходе Q=33 л/мин (для распределителя) потери равны p1=0,2 Мпа.
Потери при холостом ходе нааппаратуре составляют (5.1.8):
/>
В итоге найдем потери на напорнойветви:
/>
2) Рассмотрим сливную ветвь.
Общая длина сливной магистрали:
/>
где l5=47 мм; l6=45 мм; l7=30 мм; l8=157 мм; l9=102 мм; l10= 158 мм; l11= 30 мм; l12=45 мм; l13=62 мм; l14=199 мм; l15=167 мм; l16=97 мм; l17=185 мм – длины каналов.
/>
Расход жидкости в сливной магистрали находимпо формуле [1]:
/>,(5.2.2)
где Qхх=10,8 л/мин — расход; F и F’ –эффективные площади двух сторон поршня.
/>
Потери по длине найдем по формуле (5.1.3):
/>
Коэффициент сопротивления на сливнойветви />.
Местные потери посчитаем по формуле (5.1.4):
/>
Потери в аппаратах состоят из потерьна распределителях Р1 и Р2. При номинальном расходе Q=33л/мин (для распределителей) потери p=0,2 Мпа.
Найдем потери по формуле (5.1.5):
/>
В итоге, потери на сливной ветви,учитывая />
/>
Давление в гидросистеме на данномрежиме:
/>;(5.2.3)
Подставив соответствующие значения вформулу (5.2.3), получим:
/>
гидропривод гидроцилиндрнасосный мощность
6.Определение КПД и мощности холостого хода
Найдем КПД гидропривода примаксимальной рабочей скорости:
/>,(6.1)
где QPB = 5 л/мин – расход насоса насосной станции; p – полезное рабочее давление,определяемое по формуле:
/>;(6.2)
/>
Подставив соответствующие значения вформулу (6.1), получим:
/> .
Холостой ход характеризуется потереймощности:
/>.(6.3)
Потери мощности на режиме «обратныйход» />;
/>.
Выводы
В результате выполнениякурсовой работы был спроектирован гидропривод фрезерного станка, произведенсиловой и кинематический расчеты, разработана гидросхема, подобрано необходимоеоборудование и разработана панель управления. Представлены сборочный чертеж,спецификация гидропанели и чертеж плиты. Спроектированный привод реализует всережимы движения, заданные циклограммой. Рассчитан на величину полезной нагрузки5 кН.
Скорость рабочего хода0,9 м/мин, скорость холостого хода 3,5 м/мин, что соответствует заданию. Длинарабочего хода равна 250 мм.
Техническое заданиевыполнено в полном объеме.
/>/>Литература
1. Пересадько Ю.В.,Прокопенко В.А. Проектирование гидропривода цикловой автоматики: Методическоепособие для курсового проектирования СПб: СПбГТУ, 1999
2. Свешников В.К.,Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник, М.: Машиностроение, 1988
3. Справочниктехнолога машиностроителя. Том 2, М.: Машиностроение, 1985