Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
"Санкт-Петербургский государственный политехнический университет"
Механико-машиностроительный факультет
Кафедра "ГАК"
Пояснительная записка
к курсовому проекту
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОПРИВОДА ЦИКЛОВОЙ АВТОМАТИКИ
Выполнил: студент Малыхин Г.Е.
Руководитель: Романов П.И.
СПбГПУ, 2010
Содержание
Введение
. Задание
. Силовой расчет
. Кинематический расчет
. Разработка гидравлической схемы
. Расчет потерь гидропривода
.1. Рабочий ход
.2. Обратный ход
. Определение КПД и мощности холостого хода
Выводы
Литература
Введение
В данном курсовом проекте необходимо спроектировать гидропривод фрезерного станка. Проектируемый гидропривод включает в себя насосную установку, гидроцилиндр, трубопроводы, соединяющих их, и гидропанель, на которой размещены распределители, дроссели и регуляторы расхода.
По мере выполнения курсовой работы ставятся следующие задачи:
силовой расчет с целью выбора гидроцилиндра;
кинематический расчет для определения расхода на типовых режимах работы и выбора насосной установки;
разработка гидравлической схемы привода, подбор оборудования, обеспечивающего ее работу;
проектирование гидропанели (необходимо предоставить сборочный чертеж и спецификацию);
расчет потерь гидропривода для типовых режимов работы, а так же расчет КПД и мощности на холостом ходу.
1. Задание
Разработать гидропривод фрезерного станка по следующим данным:
Станок: фрезерный.
Максимальная скорость рабочего хода: 900 мм/мин.
Минимальная скорость холостого хода: 3,5 м/мин.
Усилие на рабочем органе: 5 кН.
Полное перемещение: 250 мм.
Длина рабочего хода: 180 мм.
Масса рабочего органа: 330 кг.
Способ регулирования: на выходе.
Тип регулирования: дроссельное.
Циклограмма работы гидропривода (рисунок 1): ИП, БВ, РП1, РП2, В, ОХ, Т.
Рис. 1 Циклограмма работы гидропривода
2. Силовой расчет
Данный расчет производится на основе статического равновесия силового исполнительного органа, т.е. гидроцилиндра. Рассмотрим гидравлический силовой орган для поступательного движения, схема которого изображена на рис. 2:
Рис.2 Расчетная схема гидропривода
На рис.2 изображены следующие элементы:
- гидроцилиндр, 2 - поршень, 3 - шток, 4 - рабочий орган, 5 - направляющие.
Рабочая жидкость (расход Q, давление р) подается в левую полость цилиндра 1, что вызывает перемещение поршня 2 с рабочим органом 4 со скоростью V, преодолевая нагрузку R.
Таким образом, условие статического равновесия системы [1, c.4]:
pПРF’=R+RП+RШ+RН ±mg , (2.1)
где р - давление в рабочей 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 (чистое сопротивление); RП - сила трения поршня; RШ - сила трения штока; RН - сила трения в направляющих, Mg - вес рабочего органа, в данном случае 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 силы сопротивления. Поэтому предварительный расчет ведется, исходя из расчетной силы сопротивления Rрасч, в зависимости от типа станка [1, c. 5]:
РАСЧ =(1,25…1,5R). (2.3)
Рассчитаем силу сопротивления, согласно формуле (2.3):
Исходя из (2.3), уранение равновесия имеет следующий вид:
=RРАСЧ , (2.4)
Из уравнения (2.4) находим параметры цилиндра F=RРАСЧ/p, подставив соответствующие значения, получим [1, c. 5]:
Исходя из найденного диаметра поршня D= 51,4 мм и длины рабого хода, выберем стандартный гидроцилиндр с ближайшими к заданным значениями. Гидроцилиндр по ОСТ2 Г29-1-77 удовлетворяет требованиям и обладает следующими характеристиками [2]:
Номинальное давление: 10 МПа.
Диаметр поршня: 63 мм.
Диаметр штока: 32 мм.
Длина рабочего хода: 250 мм.
Найдем эффективные площади двух сторон поршня, по формуле (2.2):
После выбора гидроцилиндра возвращаемся к уравнению статического равновесия и рассчитываем давление в нагнетательной полости цилиндра при рабочем и холостом ходе без учета гидравлических потерь [1, c. 6].
Давление при рабочем ходе:
рР=(R+RП+RШ+RН + Mg )/F, (2.5)
Давление при холостом ходе:
рХ=(RП+RШ+RН’- Mg )/F , (2.6)
Рассчитаем давление при рабочем 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 гидроцилиндре используются манжеты воротниковые, то формула для расчета потерь на трение в уплотненях 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 монтаже манжеты (pk = 2…5 МПа).
Давление масла на рабочем ходе, на холостом ходе: , контактное давление.
Таким образом, получим значение силы трения в поршне:
Рассчитаем силу трения в штоке, так как используется регулирование
на выходе, то, следовательно, давление
.
В итоге получаем давление на рабочем ходе:
Давление на холостом ходе:
3. Кинематический расчет
Данный расчет заключается в определении расходов, необходимых для обеспечения заданных рабочих и холостых ходов рабочих органов и последующим выборе стандартных насосных станций с одним или несколькими насосами. Максимальный расход определяется по формуле [1, c.7]:
Qp max =F·Vp max , (3.1)
где Vp max - максимальная скорость перемещения рабочего органа.
Подставив соответсвующие значения в формулу (3.1), получим:
Qp max =.
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 коэффициента использования расхода при рабочем ходе [1, c.7]:
К= Qx/ Qp max=10,8/2,8=3,86.
При K>3 выбираем гидростанцию с двумя насосами, что позволяет существенно повысить к.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 насосной станции необходимо поменять насос. Выбираем насос типа 3БГ12-42 с параметрами подачи со стороны вала 3,3 л/мин, со стороны крышки 10,4 л/мин.
Выбор насоса и цилиндра проверяется 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 установка Г48-2
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 на прямое (положенеие «а»), обратное (положение «б») и выстой (выключен). Так как регулирование происходит на выходе, распределитель Р2, направляющий поток к распределителю Р3, регуляторам расхода РР1, РР2, необходимо разместить на сливной магистрали.
Рис. 4 Гидравлическая схема
Режимы работы распределителей представлены в таблице 1.
Таблица 1. Схема включения электромагнитов
|
Распределитель |
БВ |
РП1 |
РП2 |
В |
ОХ |
Т |
|
Р1 |
a |
a |
a |
- |
b |
a |
|
Р2 |
- |
a |
a |
- |
a |
|
|
Р3 |
a |
b |
- |
По разработанной схеме, согласно рассчитанным величинам расхода и давления, подбирается следующая аппаратура:
- два трехпозиционных распределителя ВЕ 10 64б / В220-50 Д ГОСТ 24679-81
на схеме: Р1 и Р2;
- двухпозиционный распределитель ВЕ 10 573 / В220-50 Д ГОСТ 24679-81 (реализуем на базе ВЕ 10 64)
на схеме: Р3;
Расшифровка обозначения гидрораспределителей:
В - гидрораспределитель золотниковый;
- диаметр условного прохода 10 мм;
Е - вид управления - электромагнитное;
исполнение по схеме - № 64б - для трехпозиционного распределителя,
№ 573 - для двухпозиционного.
В - переменный ток, 220В, 50Гц;
Д - электрическое присоединение электромагнита сверху.
Технические характеристики:
Расход масла, л/мин: номинальный 22; максимальный 33;
Давление, МПа: номинальное 32;
- два регулятора расхода МПГ55-2 ГОСТ 21352 - 75,
на схеме: РР1 и РР2;
М - международные присоединительные размеры;
П - стыковое присоединение;
Г55-2 - обозначение по классификатору станкостроения;
- исполнение по диаметру условного прохода 2 (Dy = 10мм).
Номинальное давление 20 МПа.
Расход масла, л/мин: максимальный 25;
- дроссель ПГ77 - 12 ТУ27-20-2205 - 78,
на схеме: Др1;
П - стыковое присоединение;
Г77 - обозначение по классификатору станкостроения;у, мм: 10 - диаметр условного прохода;
Расход масла, л/мин: 0,06 - 20.
5. Расчет потерь гидропривода
Расчет потерь необходим для настройки предохранительных клапанов рабочего и холостого хода. На рабочем ходу расчет ведется для максимальной рабочей скорости 0,015 м/с (2,8 л/мин). Рассчитывается отдельно нагнетательная и сливная ветви гидропривода - определяются потери давления pн и pс соответственно. 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.
.1 Рабочий ход
Расчетная схема для рабочего хода приведена на рис. 5:
Рис. 5 Расчетная схема привода для рабочего хода
1) Рассмотрим нагнетательную ветвь. Величина потерь по длине pн1 определяются максимальным расходом рабочего хода Qpmax=2,8 л/мин и общей длиной нагнетательной 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 до гидроцилиндра.
Определим характер течения в трубопроводе [1,с.25]:
Re = (5.1.2)
где v=30 сСт - кинематическая вязкость масла ИГП-30 ТУ 38.101413-97 при температуре 20°С [2]; Q=2,8 л/мин - расход; d=10 мм - диаметр отверстия.
Подставив в формулу соответствующие значения, получим:
Re = т.к. Re<2000 [1,с.25], то движение жидкости в трубопроводе является ламинарным.
При ламинарном течении потери по длине определяются по формуле [1, c. 25]:
,(5.1.3) где lн=1,084 м - длина трубопровода.
Потери в местных сопротивлениях определяются по суммарному коэффициенту местных сопротивлений [1, c. 25]:
(5.1.4) где - коэффициент сопротивления.
В таблице 2 приведены значения коэффициента местных сопротивлений для некоторых элементов и потоков [1, c. 26].
Таблица 2. Значения коэффициента местных сопротивлений для некоторых элементов и потоков
Учитывая, соответствующие значения коэффициентов сопротивления, получим:
Потери в аппаратах на напорной ветви включают только потери в распределителе Р1. Потери определяются квадратичной интерполяцией [1, c.23]:
(5.1.5)
где Q=33 л/мин - номинальный расход на распределителе; p=0,2 МПа - потери при номинальном расходе; Qрmax=2,8 л/мин - значение расхода на рабочем ходу.
Окончательно, потери на напорной ветви
) Рассмотрим сливную ветвь.
Расход в сливной магистрали расход определяется 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.
) 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 сливной ветви:
Местные потери определим по формуле (5.1.4):
Потери в аппаратах складываются из потерь 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 рабочем расходе составляют:
(5.1.8)
.
Окончательно, потери на сливной ветви, учитывая :
Определим величину настройки рабочего давления предохранительного клапана:
(5.1.9)
5.2 Обратный ход
Расчетная схема для обратный хода приведена на рис. 6:
Рис. 6 Расчетная схема привода для режима «обратный ход»
) Рассмотрим нагнетательную ветвь. Расчеты обратного хода будут отличаться от расчетов рабочего хода только значением расхода Qxх =10,8 л/мин.
Общая длина нагнетательной магистрали:
(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 в гидропанели;
lр=200 мм - длина трубопровода от гидропанели до гидроцилиндра.
Определим характер течения в трубопроводе по формуле (5.1.2):
Re =
Т.к. Re<2000, то движение жидкости в трубопроводе является ламинарным.
При ламинарном движении потери по длине определяются по формуле (5.1.3):
Местные потери при коэффициенте сопротивления равном считаем по формуле (5.1.4):
Потери в аппаратах состоят из потерь на распределителе Р1. При номинальном расходе Q=33 л/мин (для распределителя) потери равны p1=0,2 Мпа.
Потери при холостом ходе на аппаратуре составляют (5.1.8):
В итоге найдем потери на напорной ветви:
) 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 находим по 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 сливной ветви .
Местные потери посчитаем по формуле (5.1.4):
Потери в аппаратах состоят из потерь на 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 данном режиме:
;(5.2.3)
Подставив соответствующие значения в формулу (5.2.3), получим:
гидропривод гидроцилиндр насосный мощность
6. Определение КПД и мощности холостого хода
Найдем КПД гидропривода при максимальной 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 в формулу (6.1), получим:
.
Холостой ход характеризуется потерей мощности:
.(6.3)
Потери мощности на режиме «обратный ход» ;
.
Выводы
В результате выполнения курсовой работы был спроектирован гидропривод фрезерного станка, произведен силовой и кинематический расчеты, разработана гидросхема, подобрано необходимое оборудование и разработана панель управления. Представлены сборочный чертеж, спецификация гидропанели и чертеж плиты. Спроектированный привод реализует все режимы движения, заданные циклограммой. Рассчитан на величину полезной нагрузки 5 кН.
Скорость рабочего хода 0,9 м/мин, скорость холостого хода 3,5 м/мин, что соответствует заданию. Длина рабочего хода равна 250 мм.
Техническое задание выполнено в полном объеме.
Литература
1. Пересадько Ю.В., Прокопенко В.А. Проектирование гидропривода цикловой автоматики: Методическое пособие для курсового проектирования СПб: СПбГТУ, 1999
2. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник, М.: Машиностроение, 1988
. Справочник технолога машиностроителя. Том 2, М.: Машиностроение, 1985