Гидропривод фрезерного станка

Содержание Введение

1. Разработка принципиальной гидравлической схемы

2. Определение размеров гидродвигателей

2.1 Определение размера гидродвигателя для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином (Ц1)

2.2 Определение размера гидродвигателя для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей (Ц2)

2.3 Определение размера гидродвигателя для подачи с постоянным усилием (Ц3)

2.4 Определение размера гидродвигателя для зажимного механизма (Ц4)

2.5 Определение размера гидродвигателя поворота головки (ГМ)

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления

4. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

5. Определение потерь и КПД

6. Насосная установка

7. Техника безопасности Список использованной литературы

Фрезерный станок — металлорежущий станок для обработки резанием при помощи фрезы, наружных и внутренних плоских и фасонных поверхностей, пазов, уступов, поверхностей тел вращения, резьб, зубьев зубчатых колёс и т. п. В данном курсовом проекте необходимо спроектировать гидропривод фрезерного станка.

Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов.

Преимущества (+)

К основным преимуществам гидропривода относятся:

— возможность универсального преобразования механической характеристики приводного двигателя в соответствии с требованиями нагрузки;

— простота управления и автоматизации;

— простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов машин от перегрузок; например, если усилие на штоке гидроцилиндра становится слишком большим (такое возможно, в частности, когда шток, соединённый с рабочим органом, встречает препятствие на своём пути), то давление в гидросистеме достигает больших значений — тогда срабатывает предохранительный клапан в гидросистеме, и после этого жидкость идёт на слив в бак, и давление уменьшается;

— надёжность эксплуатации;

— широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена; например, диапазон регулирования частоты вращения гидромотора может составлять от 2500 об/мин до 30−40 об/мин, а в некоторых случаях, у гидромоторов специального исполнения, доходит до 1−4 об/мин, что для электромоторов трудно реализуемо;

— большая передаваемая мощность на единицу массы привода; в частности, масса гидравлических машин примерно в 10−15 раз меньше массы электрических машин такой же мощности;

— самосмазываемость трущихся поверхностей при применении минеральных и синтетических масел в качестве рабочих жидкостей; нужно отметить, что при техническом обслуживании, например, мобильных строительно-дорожных машин на смазку уходит до 50% всего времени обслуживания машины, поэтому самосмазываемость гидропривода является серьёзным преимуществом;

— возможность получения больших сил и мощностей при малых размерах и весе передаточного механизма;

— простота осуществления различных видов движения — поступательного, вращательного, поворотного;

— возможность частых и быстрых переключений при возвратно-поступательных и вращательных прямых и реверсивных движениях;

— возможность равномерного распределения усилий при одновременной передаче на несколько приводов;

— упрощённость компоновки основных узлов гидропривода внутри машин и агрегатов, в сравнении с другими видами приводов.

Недостатки (-)

К недостаткам гидропривода относятся:

— утечки рабочей жидкости через уплотнения и зазоры, особенно при высоких значениях давления в гидросистеме, что требует высокой точности изготовления деталей гидрооборудования;

— нагрев рабочей жидкости при работе, что приводит к уменьшению вязкости рабочей жидкости и увеличению утечек, поэтому в ряде случаев необходимо применение специальных охладительных устройств и средств тепловой защиты;

— более низкий КПД чем у сопоставимых механических передач;

— необходимость обеспечения в процессе эксплуатации чистоты рабочей жидкости, поскольку наличие большого количества абразивных частиц в рабочей жидкости приводит к быстрому износу деталей гидрооборудования, увеличению зазоров и утечек через них, и, как следствие, к снижению объёмного КПД;

— необходимость защиты гидросистемы от проникновения в неё воздуха, наличие которого приводит к нестабильной работе гидропривода, большим гидравлическим потерям и нагреву рабочей жидкости;

— пожароопасность в случае применения горючих рабочих жидкостей, что налагает ограничения, например, на применение гидропривода в горячих цехах;

— зависимость вязкости рабочей жидкости, а значит и рабочих параметров гидропривода, от температуры окружающей среды;

— в сравнении с пневмоприводом — невозможность эффективной передачи гидравлической энергии на большие расстояния вследствие больших потерь напора в гидролиниях на единицу длины.

1. Разработка принципиальной гидравлической схемы

Для разработки принципиальной гидравлической схемы необходимо знать структуру гидропривода. В общем случае она должна содержать следующее:

1) Гидродвигатель. В основном это гидроцилиндр, причем одноштоковый. Рабочая полость — поршневая, противоположная — для холостых ходов.

2) Гидрораспределители. Реверсируют большие потоки рабочей жидкости, поэтому рабочий золотниковый распределитель управляется гидравлическим путем, управляющим гидрораспределителем (пилотом), который в свою очередь переключается за счет механической связи с рабочим органом станка.

3) Устройства для регулирования скорости движения. Применяют дроссельное и объемное регулирование скорости движения. Требуется применение регуляторов расхода для поддержания постоянной скорости движения при переменной нагрузке. Следует отдавать предпочтение объемному способу регулирования как более экономичному.

4) Устройства дня разгона в начале движения гидроцилиндра и торможения в конце.

5) Аппаратуру для управления пуском и остановкой гидродвигателя. Применяют обычно для этой цели гидрораспределители с различными видами управления.

6) Аппаратуру для предотвращения самопроизвольного опускания штока с рабочим органом при вертикальном его движении (гидрозамки или другие фиксирующие устройства);

С учётом этого в данном курсовом проекте разрабатывается гидропривод фрезерного станка.

2. Определение размеров гидродвигателей

2.1 Определение размера гидродвигателя для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином (Ц1)

Исходные данные:

F_п = 16 кН;

F_тр = 6 кН;

V = 12 м/мин;

L_н = L_сл = 4 м;

S = 300 мм;

о = 25;

d/D = 0,5;

;

m = 1000 кг;

G = 500 Н.

Тяговая нагрузка цилиндра:

(2.1)

Нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

(2.2)

где — ускорение разгона и торможения, м/с²;

Х — пути разгона и торможения, мм;

(2.3)

.

Так как напорной является поршневая полость, то:

(2.4)

Так как рассчитываем для F

(2.5)

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 90 мм.

Исходя из соотношения d/D = 0,5, находим, что d = 89,211/2 = 44,605 мм.

Диаметр штока округляем до стандартного значения: d = 45 мм.

Перепад давлений в цилиндре:

(2.6)

(2.7)

где F₁ и F₂ — нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

2.2 Определение размера гидродвигателя для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей (Ц2)

Исходные данные:

F_тр = 4 кН;

F_п = 5 кН;

V = 10 м/мин;

L_н = L_сл = 3 м;

S = 200 мм;

d/D = 0,5;

;

о = 45.

Тяговая нагрузка цилиндра:

Нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

где — ускорение разгона и торможения, м/с²;

Х — пути разгона и торможения, мм;

;

м/c.

Так как напорной является поршневая полость, то:

Так как рассчитываем для F:

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения:

D = 63 мм

Исходя из соотношения d/D = 0,5, находим:

d = 56,422/2 = 28,211 мм.

Диаметр штока округляем до стандартного значения:

d = 32 мм.

Перепад давлений в цилиндре:

;

где F₁ и F₂ — нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

2.3 Определение размера гидродвигателя для подачи с постоянным усилием (Ц3)

Исходные данные

F_п = 10 кН;

F_тр = 5 кН;

V = 10 м/мин;

L_н = L_сл = 6 м;

S = 300 мм;

d/D = 0,5;

;

о = 40.

Тяговая нагрузка цилиндра:

Нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

;

где — ускорение разгона и торможения, м/с²;

Х — пути разгона и торможения, мм;

;

м/c.

Так как напорной является поршневая полость, то:

Диаметр гидроцилиндра:

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 80 мм.

Исходя из соотношения d/D = 0,5, находим, что d = 72,84/2 = 36,42 мм.

Диаметр штока округляем до стандартного значения: d = 40 мм.

Перепад давлений в цилиндре:

;

где F₁ и F₂ — нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

;

2.4 Определение размера гидродвигателя для зажимного механизма (Ц4)

Исходные данные:

F_п = 8 кН;

F_тр = 3 кН;

V = 3 м/мин;

L_н = L_сл = 5 м;

S = 20 мм;

d/D = 0,5;

;

о = 70

Тяговая нагрузка цилиндра

Нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

где — ускорение разгона и торможения, м/с²;

Х — пути разгона и торможения, мм;

;

м/c.

Так как напорной является поршневая полость, то:

Диаметр гидроцилиндра:

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения: D = 63 мм.

Исходя из соотношения d/D = 0,5 находим, что d = 62,377/2 = 31,188.

Диаметр штока округляем до стандартного значения: d = 32 мм.

Перепад давлений в цилиндре:

;

где F₁ и F₂ — нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

;

2.5 Определение размера гидродвигателя поворота головки (ГМ)

Исходные данные

М_тр = 50 Н· м;

J = 0,3 кг· м²;

;

n = 50 мин^-1;

L_н = L_сл = 3 м;

о = 45.

Поворотные гидродвигатели и гидромоторы развивают момент М, преодолевающий момент от инерционной нагрузки М_и, момент от нагрузки М_н и силы трения М_тр:

М = М_и + М_тр (2.8)

Момент от инерционной нагрузки:

(2.9)

где J — момент инерции, поворотного механизма и гидромотора, приведённый к валу гидромотора, кг· м².

— угловое ускорение (2.10)

— угол поворота вала гидромотора, на котором происходит разгон или торможения;

— угол поворота вала гидромотора из позиции в позицию.

М = 15,65 + 50 = 65,65 Н· м

Требуемый рабочий объём гидромотора

(2.11)

где = 0,9 — механический КПД мотора.

С учётом V_0тр принимаем:

— гидромотор Г15−25Р с рабочим объёмом:

V₀ = 160 см³ [4, таблица 1].

Перепад давления на принятом гидромоторе:

Все полученные результаты сводим в таблицу 2.1

Таблица 2.1 — Размеры гидродвигателей

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления

Расходы жидкости для цилиндров:

с поршневой полостью:

(3.1)

со штоковой полостью:

(3.2)

где V₁ и V₂ — скорости перемещения поршней в соответствующем направлении.

Расходы жидкости для гидромотора:

(3.3)

Время вращения гидромотора:

(3.4)

где Z = - число позиций;

Время перемещения поршня:

= 0,06 · (3.5)

где S — величина хода.

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

; ;

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

; ;

с.

3) Для подачи с постоянным усилием:

; ;

4) Для зажимного механизма:

; ;

.

5) Для поворота головки:

.

Типовой цикл работы гидропривода:

ГМ ЦППЦУПТЦППУЦЗМ ЦППЦУПТЦППУЦЗМ

(ГМ Ц1Ц2Ц3Ц4 Ц1Ц2Ц3Ц4)

Для построения циклограммы работы гидропривода сводим данные в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 — Данные для построения циклограммы

Строим циклограмму работы гидропривода (рисунок 3.1).

Рисунок 3.1 — Циклограмма работы гидропривода

Для выбора источников давления заполняем таблицу 3.2, используя данные таблиц 2.1 и 3.1.

Для заполнения таблицы 3.2 необходимо определить требуемый объём масла в каждом переходе цикла по следующей формуле:

V_Ti = (3.6)

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

;

2) Для управления перемещением и торможения гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

; ;

3) Для подачи с постоянным усилием:

; ;

4) Для зажимного механизма:

; ;

5) Для поворота головки

.

Требуемый объём масла за весь цикл: .

Определяем требуемую подачу насоса:

Q_н.т. = (?V_Ti 60) / (3.7)

где — время цикла, ;

Q_н.т. = (7,207 60) / 9,9 = 43,679 л/мин.

Выбираем насос пластинчатый нерегулируемого типа [1, стр.18]:

НПл 45/16: Q_н. = 56,7 л/мин, .

Определяем объём масла, подаваемый насосом за время каждого из переходов цикла:

V_Hi =

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином

2) Для управления перемещением и торможения гидроцилиндром с помощью путевых дросселей

3) Для подачи с постоянным усилием

4) Для зажимного механизма

5) Для поворота головки

Определяем разность ДV = V_Н — V_T. (3.8)

Результаты вычислений заносим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 — Выбор источника давления

По с учётом того, что V_max = 0,67 л, определяем вместимость газовой камеры: V = 1 дм³. Выбираем пневмогидравлический аккумулятор: АРХ -1/320 (р_ном = 32 МПа, V = 1 дм³) [1, стр.328].

трубопровод гидропривод фрезерный станок

4. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

В соответствии с принципиальной гидросхемой подбираем аппаратуру и другие узлы гидропривода по их функциональному назначению, величине условного прохода и способу исполнения. Для каждого типоразмера аппаратуры из её технической характеристики находим потери давления и утечки.

Перепад давлений рабочий находится по формулам:

— для распределителей (4.1)

— для предохранительных, переливных, обратных и других нормально закрытых клапанов (4.2)

Все данные сводим в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 — Выбор аппаратуры

Определяем внутренний диаметр трубопровода, через который проходит расход масла:

d = 4,6 · (4.3)

Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

для напорной гидролинии:

для сливной гидролинии:

Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей

;

;

Для подачи с постоянным усилием:

;

;

Для зажимного механизма:

;

;

Для поворота головки:

;

;

Определяем минимально допустимую толщину стенки трубопровода:

j = (4.4)

где — предел прочности на растяжение материала трубопровода,

= 343 МПа.

к_д — коэффициент безопасности,

к_д = 4…8.

Для напорной гидролинии:

;

;

;

;

;

Для сливной гидролинии

;

;

;

;

Толщина стенки j, наружный диаметр трубы d_н [1, таблица 7]:

Для напорной гидролинии:

j₁ = 1,5 мм;

j₂ = 1 мм;

j₃ = 1 мм;

j₄ = 1 мм;

j₅ = 0,5 мм;

d_н1 = d₁ + 2· j₁ = 31,815 + 2· 1,5 = 34,815 > d_н1 = 35 мм;

d_н2 = 20,33 + 2· 1 = 22,18 > d_н2 = 23 мм;

d_н3 = 25,816 + 2· 1 = 27,816 > d_н3 = 28 мм;

d_н4 = 11,135 + 2· 1 = 13,135 > d_н4 = 14 мм;

d_н5 = 10,842 + 2· 0,5 = 11,842 > d_н5 = 12 мм.

Внутренний диаметр (d_в = d_н — j):

d_в1 = 33 мм; d_в2 = 21 мм; d_в3 = 26 мм; d_в4 = 12 мм; d_в5 = 11 мм.

Для сливной гидролинии:

j₁₁ = 1 мм;

j₂₂ = 1 мм;

j₃₃ = 1 мм;

j₄₄ = 0,5 мм;

j₅₅ = 0,5 мм;

d_сл1 = 28,456 + 2· 1 = 30,456 > d_сл1 = 31 мм;

d_сл2 = 18,184 + 2· 1 = 20,184 > d_сл2 = 21 мм;

d_сл3 = 23,09 + 2· 1 = 25,09 > d_сл3 = 26 мм;

d_сл4 = 9,96 + 2· 0,5 = 10,96 > d_сл4 = 11 мм;

d_сл5 = 9,698 + 2· 0,5 = 10,698 > d_сл5 = 11 мм.

Внутренний диаметр (d_в = d_н — j):

d_в11 = 29 мм; d_в22 = 19 мм; d_в33 = 24 мм; d_в44 = 10 мм; d_в55 = 10 мм.

5. Определение потерь и КПД

Определяем число Рейнольдса

R_e = 21 200 · (5.1)

где н — коэффициент кинематической вязкости, зависящий от марки принятого минерального масла, н = 30 мм²/с (для ИГП-18);

R_eкр = 2300 — для гладких круглых труб.

Если R_e > R_eкр, то режим течения масла турбулентный.

Если R_e < R_eкр, то режим течения масла ламинарный.

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

— режим ламинарный;

— режим ламинарный;

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

— режим ламинарный;

— режим ламинарный;

3) Для подачи с постоянным усилием

— режим ламинарный;

— режим ламинарный;

4) Для зажимного механизма

— режим ламинарный;

— режим ламинарный;

5) Для поворота головки:

— режим ламинарный;

— режим ламинарный.

Так как во всех случаях R_eкр > R_e, то режим течения масла для всех трубопроводов — ламинарный, и потери давления в трубопроводах длиной L при внутреннем диаметре d_в на i-том участке равны:

Др_тр = 0,62 · (5.2)

Для напорной гидролинии:

1) ;

2) ;

3) ;

4) ;

5) ;

Для сливной гидролинии

1) ;

2) ;

3) ;

4) ;

5) ;

Определяем потери в различных местных сопротивлениях:

Др_м = 0,21· (5.3)

где — коэффициент местного сопротивления;

Для напорной гидролинии:

1)

2) ;

3) ;

4) ;

5) ;

Для сливной гидролинии

1) ;

2) ;

3) ;

4) ;

5) ;

Потери давления в последовательно подключенных аппаратах определяются из таблицы 4.1 и суммируются:

р_а = р_р +р_др +р_кл + …, (5.4)

где р_р — потери давления в распределителе;

р_др — потери давления в дросселе;

р_кл — потери давления в клапане и т. д.

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

р_а1н = 0,723 + 0,915 = 1,638 МПа;

р_а1сл = 0,915 МПа;

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

р_а2н = 0,43 + 0,781 + 0,781 + 0,366 = 2,358 МПа;

р_а2сл = 0,366 МПа;

3) Для подачи с постоянным усилием:

р_а3н = 0,04 + 0,04 + 0,04 + 0,504 + 0,504 + 0,504 + 0,564= 2,196 МПа;

р_а3сл = 0,564 МПа;

4) Для зажимного механизма

р_а4н = 0,375 + 0,117 + 0,343 = 0,835 МПа;

р_а4сл = 0,343 МПа;

5) Для поворота головки:

р_а5н = 0,309 + 0,309 = 0,618 МПа;

р_а5сл = 0,309 + 0,309 = 0,618 МПа.

Потери давления на каждом из параллельных участков находятся отдельно для напорной и сливной гидролиний по следующей формуле:

р_i = р_тр + р_м + р_а (5.5)

Для напорной гидролинии:

1)р_1нп = 0,0048 + 0,026 + 1,638 = 1,6688 МПа;

2)р_2нп = 0,0089 + 0,047 + 2,358 = 2,4139 МПа;

3)р_3нп = 0,012 + 0,047 + 2,196 = 2,255 МПа;

4)р_4нп = 0,042 + 0,062 + 0,835 = 0,939 МПа;

5)р_5нп = 0,034 + 0,051 + 0,618 = 0,703 МПа;

Для сливной гидролинии:

1) р_1сл = 0,006 + 0,024 + 0,915 =0,945 МПа;

2) р_2сл = 0,0099 + 0,039 + 0,366 = 0,4149 МПа;

3) р_3сл = 0,013 + 0,036 + 0,564 = 0,613 МПа;

4) р_4сл = 0,065 + 0,071 + 0,343 = 0,479 МПа;

5) р_5сл = 0,05 + 0,075 + 0,618 = 0,743 МПа.

Находим потери давлений для напорной и сливной линии на участке гидропривода:

р_п=р_нп + р_сл (5.6)

1)р_п = 1,6688 + 0,945 = 2,6138 МПа;

2)р_п = 2,4139 + 0,4149 = 2,8288 МПа;

3)р_п = 2,255 + 0,613 = 2,868 МПа;

4)р_п = 0,939 + 0,479 = 1,418 МПа;

5)р_п = 0,703 + 0,743 = 1,446 МПа.

Определяем полные потери давления на участке гидропривода по формуле р =р_п +р_гд = р_П (5.7)

1)р = 2,6138 + 3,889 = 6,5028 МПа;

2)р = 2,8288 + 3,175 = 6,0038 МПа;

3)р = 2,868 + 3,281 = 6,149 МПа;

4)р = 1,418 + 3,88 = 5,298 МПа;

5)р = 1,446 + 2,865 = 4,311 МПа.

Полученные данные сводим в таблицы 5.1 и 5.2.

Таблица 5.1 — Определение потерь давления в напорной гидролинии

Таблица 5.2 — Определение потерь давления в сливной гидролинии

Определяем гидравлический КПД участка

(5.8)

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

3) Для подачи с постоянным усилием:

4) Для зажимного механизма:

5) Для поворота головки:

Определяем объёмный КПД участка:

(5.9)

где УQ_УТ — суммарные утечки в гидроаппаратуре;

— объёмный КПД гидродвигателя,

= 1 [4, стр.15].

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

3) Для подачи с постоянным усилием:

4) Для зажимного механизма

5) Для поворота головки:

Определяем общий КПД участка без учёта КПД насоса:

з = з_Г з₀ з_м (5.10)

где з_м — механический КПД участка,

з_м = 0,88;

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

з₁ = 0,598 0,986 0,88 = 0,519;

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

з₂ = 0,53 0,985 0,88 = 0,459;

3) Для подачи с постоянным усилием:

з₃ = 0,53 0,954 0,88 = 0,445;

4) Для зажимного механизма:

з₄ = 0,73 0,946 0,88 = 0,608;

5) Для поворота головки:

з₅ = 0,65 0,959 0,88 = 0,549;

Определяем общий КПД гидропривода:

з_гп = (5.11)

где р₁ … р_m — полезная мощность гидродвигателя отдельного участка;

з₁ … з_m — КПД отдельных участков;

з_н — полный КПД насоса,

з_н = 0,76;

Полезная мощность для гидроцилиндров:

Р_П = (5.12)

где F — преодолеваемая нагрузка при прямом (рабочем) ходе;

V — скорость перемещения при преодолении этой нагрузки.

Полезная мощность для поворотного гидромотора:

Р_П = (5.13)

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей

3) Для подачи с постоянным усилием

4) Для зажимного механизма

5) Для поворота головки Расчёты сводим в таблицу 5.3.

Таблица 5.3 — Определение КПД гидропривода

6 .Насосная установка

Определяем потери мощности в насосе и гидроприводе

Р_пот = (6.1)

где р_н…p_нi — мощность, потребляемая насосом в каждом переходе цикла работы станка;

ф₁… ф _i — время переходов;

Для нерегулируемого насоса, работающего при постоянном режиме давления

Р_н = (6.2)

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

;

2) Для управления перемещением и торможением гидроцилиндром с помощью путевых дросселей:

;

3) Для подачи с постоянным усилием:

;

4) Для зажимного механизма:

;

5) Для поворота головки:

;

Необходимый объём масла в баке

(6.3)

где t = 35^°С.

По рекомендации [6], с. 313 с целью уменьшения размеров гидробака, применяем дополнительное охлаждение в виде ребер жесткости, что позволяет уменьшить объем бака до 2000 л.

Выбираем бак стандартной вместимости V = 2000 л [ГОСТ 12 448−80].

Гидроприводы станков чаще всего работают в повторно кратковременном режиме работы. В этих условиях электродвигатель привода насоса подбирается по эквивалентной мощности:

Р_экв =, (6.4)

Выбираем двигатель трёхфазный асинхронный

4А160S2У3 (N_ДВ = 15 кВт, n_ДВ = 2920 об/мин)

7. Техника безопасности

Требования техники безопасности:

— Для защиты от перегрузок и контроля давления в линиях нагнетания гидроприводов должны быть установлены предохранительные клапаны и манометры, причем на шкале или корпусе последних должны быть нанесены красные метки, соответствующие максимально допустимому давлению. На линиях, ведущих к манометрам, запрещается производить отбор рабочей жидкости.

— Конструкция гидроприводов должна исключать непредусмотренные перемещения гидродвигателей. Гидросистемы должны иметь блокировки, исключающие возможность ошибочного включения несовместимых движений рабочих органов, которые могут привести к возникновению опасных или вредных факторов.

— Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих или вызвать аварию, должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая машину при снижении давления до опасного уровня. При этом не должны отключаться устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования работающих (зажимные, тормозные и т. п.).

— Конструкция гидроприводов и устройств должна исключать разбрызгивание или растекание рабочей жидкости.

— Заземление систем и устройств должно соответствовать требованиям ГОСТ 12.2.007.0−75 и ГОСТ 21 130–75.

— Если гидропривод может работать в полуавтоматическом или автоматическом режиме, то на пульте управления должно быть предусмотрено устройство для его переключения на ручное управление в наладочном режиме.

— Испытания и эксплуатация гидроприводов и устройств должны производиться при строгом соблюдении правил противопожарной безопасности.

— Следует систематически проверять работу предохранительных клапанов. В случае отклонения давления срабатывания клапана от настроечного более чем на 10%, клапан должен быть заменен новым. Запрещается настраивать клапаны в штатных условиях. Их настройка должна производиться только на специальных стендах. После настройки предохранительные клапаны и другая регулирующая гидроаппаратура должны быть опломбированы.

— Не допускается эксплуатировать системы при возникновении хотя бы одной из следующих неисправностей, выход значения какого-либо параметра системы или устройства за пределы допустимого; появление повышенного шума, стука и вибраций в гидромоторах и насосах; появление наружных утечек жидкости; повреждение измерительных приборов и сигнальных устройств.

— Не допускается эксплуатация манометра, если стрелка при его включении не возвращается к упорному штифту или, в случае отсутствия штифта, отклоняется от нулевого деления шкалы на значение, превышающее половину допускаемой погрешности, а также при любом повреждении манометра.

— Не допускается производить подтягивание болтов, гаек и других соединений в системе, находящейся под давлением, и во время ее работы.

— Все вращающиеся и быстродвижущиеся элементы гидропневмоприводов, не помещенные в корпус машины, должны быть закрыты кожухами или иметь ограждения.

Соблюдение требований по эксплуатации машин, качественное, полное и своевременное проведение технического обслуживания, своевременная замена изношенных деталей, исключение перегрузок и соблюдение скоростного режима работы машины являются важными условиями уменьшения износа и повышения ресурса работы гидрооборудования. Особенно важными, являются соблюдение рекомендаций заводов изготовителей машин по обеспечению своевременной смазки трущихся деталей машин (режимы смазки, марки масел и рабочих жидкостей).

Правильная организация технического обслуживания и качественное его выполнение существенно уменьшают простои машин из-за неисправностей и позволяют снизить затраты на их эксплуатацию и ремонт.

1 Свешников, В. К. Станочные гидроприводы: справ. /В.К. Свешников — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 2008. — 640 с.

2 Гидропривод и гидроавтоматика. Методические указания по курсовой работе для студентов специальностей 1−36 01 01 «Технология машиностроения», 1−36 01 03 «Технологическое оборудование машиностроительного производства», 1−53 01 01 «Автоматизация технологических процессов и производств». Часть 1 — Могилёв: Белорусско-Российский университет, 2008. — 29с.

3 Гидропривод и гидроавтоматика. Методические указания по курсовой работе для студентов специальностей 1−36 01 01 «Технология машиностроения», 1−36 01 03 «Технологическое оборудование машиностроительного производства», 1−53 01 01 «Автоматизация технологических процессов и производств». Часть 2 — Могилёв: Белорусско Российский университет, 2008. — 20с.

4 «Условия эксплуатации и требования к техническому обслуживанию гидроприводов». — ссылка: http://remmashbud.com/ru/products/401/

5 Фрезерное дело: учеб. пособие Бергер И. И., Комлев А. П. — М.: Высш. шк., 1981. — 305 с.

6 Расчет и конструирование нефтепромыслового оборудования: Учеб. пособие для вузов / Л. Г. Чичеров, Г. В. Молчанов, А. М. Рабинович и др. — М.: Педра, 1987. — 422 с.