Реферат: Разработка гидропривода подачи силовой головки агрегатного станка

--PAGE_BREAK--Дата подачи заявки:18.09.1992

Дата публикации:20.03.1995

Заявитель(и):Уральское конструкторское бюро транспортного машиностроения

Автор(ы):Унесихин В.П.; Дрягин Ю.М.

Патентообладатель(и):Уральское конструкторское бюро транспортного машиностроения

Описание изобретения: Изобретение относится к машиностроению, а именно к машинам, имеющим гидравлические системы, в состав которых входят силовые гидроцилиндры.

Известна конструкция гидроцилиндра, выбранная в качестве прототипа, содержащая корпус, полый поршень со штоком и размещенный в полости пружинный шток, компенсатор ударных нагрузок.

Недостатком гидроцилиндра является сложность конструкции гидравлического демпфера и высокая степень точности изготавливаемых игольчатых дросселирующих устройств, а также его эффективность только в конце хода поршня.

Целью изобретенияявляется простота и технологичность в изготовлении и эксплуатации.

Формула изобретения: Гидроцилиндр, содержащий корпус, поршень с полым штоком, размещенный в нем с возможностью взаимодействия с объектом компенсатор ударных нагрузок, выполненный в виде пружинных колец, опирающихся одно на другое и предварительно стянутых болтом, отличающийся тем, что пружинные кольца компенсатора ударных нагрузок выполнены коническими и установлены с возможностью фрикционного взаимодействия встречных конических поверхностей соседних колец, а стягивающий их болт снабжен серьгой для закрепления объекта.

В качестве прототипа, как наиболее близкого по области применения, выбираем гидравлический привод, предназначенный для агрегатных станков и автоматических линий для управления гидроцилиндрами силовых столов подачи, с упрощенной схемой управления, патентообладателем которого является Акционерное общество «АвтоВАЗ».Номер патента:2148196


2.
Расчетная часть
2.1 Энергетический расчет
Определяем время срабатывания Тсрперемещения штока гидроцилиндра:
Тср = S/ Vср= 0,2/0,15 = 1.33с.
Принимаем трапецеидальный закон изменения скорости выходного звена, т. е. разгон и торможение штока происходит с постоянным ускорением за время:

tp= tт = 0,2.t,

tp= tт = 0,2.1.33 = 0.266 с.

Определяем максимальную скорость перемещения штока:
<img width=«3» height=«12» src=«ref-1_1492043890-73.coolpic» v:shapes="_x0000_s1026"><img width=«83» height=«48» src=«ref-1_1492043963-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025">,
где k1— коэффициент пропорциональности k1=0,1-0,2. Принимаем k1=0,2

<img width=«171» height=«44» src=«ref-1_1492044197-394.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026">.
Ускорение штока при равноускоренном движении:
<img width=«156» height=«93» src=«ref-1_1492044591-541.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027">
Определяем полную внешнюю нагрузку Fпна штоке:


Fп = mп. a+ Fнагр,
Fп = 500 .0.703+ 6000 = 6351Н.

Мощность N, необходимая для получения требуемого закона движения:
N= Fп. vmax,
N= 6351 .0,187= 1,19кВт.

Выбираем в качестве уплотнений подвижных соединений гидроцилиндра эластичные манжеты, при это механический КПД принимаем hмех=0,8. Принимаем в первом приближении гидравлический КПД привода hгидр=0,8. Мощность привода менее 5 кВт.Выбираем номинальное давление рн=4,0 МПа.т.к. оно обеспечивает заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

Площадь Fпоршневой камеры определяем из формулы:
F= Fп/pн.hгидр.hмех,
F= 6351/0,8.0,8.4.106 = 0,24.10-2 м2.

Определяем необходимый диаметр Dпоршня:
<img width=«142» height=«70» src=«ref-1_1492045132-598.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">
Из номинального ряда по ГОСТ 12447-80 диаметр составит D=56мм.

Уточним площадь поршневой камеры:

F= p. 0,0562/4=24.6.10-4 м2.

Диаметр штока определим по формуле:


d= 0,5. D
d= 0,5. 0,056= 0,028м.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда:

d= 28мм.

Определяем коэффициент dотношения площадей:
d=1-(d/D)2
d=1-(28/56)2=0,75.

Для уплотнения поршня используем две манжеты 50 х 40 с шириной l1=7 мм, для уплотнения штока — две манжеты 35 х 25 с шириной l2=7 мм. Принимаем контактное давление pк=0,2 МПа, коэффициент трения резины fтр=0,3. По формуле определяем силу трения РF, возникающую в уплотнениях гидроцилиндра:
РF1=p.D.fтр.pк.n,
где n— число манжет.

РF1=3,14.0,056.0,007.0,3.0,2.106.2 = 147,7 Н.

РF2=3,14.0,028.0,007.0,3.0,2.106.2 =73,85 Н.

Суммарная сила трения составит:

РF=147,7 +73,85 = 221,55 Н.
2.2 Гидравлический расчет
На данном этапе определим проходные сечения магистралей (трубопровод) и гидроаппаратов, а также гидравлических потерь давления при течении рабочей жидкости. Определим необходимый расход для напорной Qди сливной Qсмагистралей, принимая объемный КПД равный hо=0,9 по формулам:
Qд=F.vmax/ho,
Qд=24,6×10-4×0,187/0,9 = 0,51×10-3 м3/с или Qд=30,6 л/мин.
Qс=F.vmax.hо.d,
Qс=24,6×10-4.0, 187.0,75.0,9 = 0,31×10-3 м3/с или Qс=18,6 л/мин.

Принимая скорость потока жидкости :

для напорной магистрали uн = 5 м/с,

для сливной магистрали uc= 2 м/с.

Определяем диаметр условного прохода dу для напорной и сливной магистрали по формуле:
dу=(4×Q/p×uн)0,5,
dу1=(4×0,51×10-3/3,14×5)0,5=0,011 м;

dу2=(4×0,31×10-3/3,14×2)0,5=0,014 м.

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

для напорного и сливного трубопроводов dу1=12 мм. и dу2=16 мм.

Площадь условного прохода трубопровода:

Fy1= p×0,0122/4=1,13×10-4 м2.

Fy2= p×0,0162/4=2×10-4 м2.

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

Определяем гидравлические потери в напорной магистрали.

Потери давления на дросселе:

∆Pдр=ξ×P×u2/2=2×900×4.52/2=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:
uн = Q/Fу1,
uн=0,51×10-3/1,13×10-4=4,5м/с.

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

Определяем число Рейнольдса:
Re= uн×dу1/ν
Re= 4,5×0,012/0,3×10-4 = 1800,

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

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

Определяем коэффициент трения по формуле:

lт=64/Re,

lт=64/1800=0,0355.

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


DрТ1=(lт×lн×uн2×r)/2×dу1,
DрТ1=0,0355×10×4,52×900/2×0,012 = 0,27МПа.

Потери давления на трение в напорной магистрали:

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

Давление за насосом находим по формуле:
po=pм+ра,
где рм — магистральное давление ( магистраль),

ра — атмосферное давление, МПа ра=0,1МПа.

ро= 4+0,1 = 4,1 МПа.

Определяем давление в поршневой камере двигателя по формуле:
рд = ро-Dрд,
рд = 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:
uc=Q/Fy2,
uc= 0,31×10-3 /2×10-4 =1,6 м/с.

Значение числа Рейнольдса составит:

Re=1,6×0,016/0,3×10-4 = 853,

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

Коэффициент трения равен:

lт=64/853= 0,075.

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

DрТ2=0,075×10×4,52×900/2×0,016 = 0,43 МПа.

Потери давления в сливной магистрали:

Dрс=0,043+0,0012=0,43 МПа.

Определяем давление в штоковой камере двигателя по формуле:
рс = ра+Dрс,
рс = 0,1+0,43 = 0,53 МПа.

Вычисляем максимальное усилие, которое развивает гидроцилиндр при выбранных параметрах привода по формуле:
Рmax=F1×( рд-d×рс)-PF,
Рmax=24,6×10-4(3,81×106-0,75×0,53×106)-221,55 =8191 Н,

что больше полной внешней нагрузки, т. е.т.к 8191> 6351, то Pmax< Fп.

Определяем гидравлический КПД привода по формуле:
hгидр=(рд-d×рс)/рн-ра,
hгидр=(3,81-0,75×0,53)/(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 DNпри течении жидкости по формуле:
DN=DрТ1×Qд+DрТ2×Qс,
DN=0,29×106×0,51×10-3+0,43×106×0,31×10-3=0,281×103 Вт.

В первом приближении принимаем полезный объем гидробака равным пятиминутной номинальной подаче насоса по формуле:
Vб=(180¼300)×Qс,
Vб=300×0,51×10-3=0,153 м3=153 дм3.

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

Выбираем цилиндрическую форму гидробака. Площадь стенок бака Fств этом случае определяется по формуле:
Fст=5,5×Vб2/3,
Fст=5,5×0,162/3=1,64 м2.

Принимаем, что теплообмен происходит при естественной циркуляции воздуха. Коэффициент kпттеплопередачи будет равен kпт=20 Вт/м2×оС.

Определим удельную мощность теплоотдачи в окружающую среду при перепаде температуры на 1 оС по формуле:
Рту=kпт×Fст,
Рту=20×1,64=32,8 Вт/оС.

Определяем изменение температуры рабочей жидкости при установившемся режиме работы привода:
DТ=DN/ Рту,
DТ=0,281×103/32,8=8,56 оС.

При температуре окружающей среды То=20оС температура рабочей жидкости составит Тж=20+8,56=28,56оС, 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:
Qн=Qд+Qут,
Qн=30,6+0,2=31 л/мин,

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

В качестве насоса выбираем пластинчатый нерегулируемый насос типа

Г12-33М, обеспечивающий подачу35 л/мин.

Эффективная мощность Nна валу насоса определяем по формуле:
N= Qн×рм/60,
N=31×4/60=2,06 кВт.

Потребляемую при этом мощность Nпотрнасоса находим по формуле:
Nпотр=N/h,
Nпотр=2,06/0,82=2,51 кВт.

Крутящий момент М на приводном валу насоса определяем по формуле:
М=р×w/2×p×hмех,
где w— рабочий объем, см3.

М=4×40/2×3,14×0,9=28,3 Нм,

Выбранные параметры обеспечивают работу привода в заданном режиме.
    продолжение
--PAGE_BREAK--