Расчет гидравлического привода технологических машин

Министерство образования РФ Белгородский Государственный Технологический Университет им. В. Г. Шухова Кафедра Технологии Машиностроения

Курсовая работа

По дисциплине: гидравлический привод На тему: «Расчет гидравлического привода технологических машин»

Вариант 20

г. Белгород 2010 г.

Содержание Раздел I: Расчет гидропривода

1.1 Анализ работы

1.2 Предварительный расчет гидросистемы

1.3 Уточненный расчет гидропривода

1.3.1 Выбор насоса

1.3.2 Выбор гидроцилиндра

1.3.3 Расчет трубопровода

1.3.4 Расчет потерь давления

1.3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия

1.3.6 Расчет золотникового гидрораспределителя

1.3.7 Описание конструкции маслоохладителя Раздел II: Исследование устойчивости гидрокопировальной системы Раздел III: Изучение пневмосистемы Список литературы

Введение

Гидропривод представляет собой эффективное средство автоматизации технологических машин. Применение гидропривода в станках, роботах, прессах позволяет упростить кинематику, снизить металлоемкость, повысить их точность, надежность и уровень автоматизации. С помощью гидропривода осуществляются поступательные, вращательные, поворотные движения исполнительных органов, реализация рабочих перемещений зажима, переключение, выдержка времени, фиксация и т. п.

Применение средств гидроавтоматики в гидроприводах связано с устранением устройств-преобразователей энергии, которые снижают надежность системы. Прессы-автоматы с гидравлической аппаратурой управления имеют высокую надежность и производительность. В гибких производственных системах с высокой степенью автоматизации цикла гидроприводом реализуется множество различных движений, включая адаптивное управление, контроль и оптимизацию процессов.

Применение гидропривода обусловлено его общепризнанными достоинствами которые, однако, могут быть реализованы лишь при правильном проектировании и эксплуатации гидрофицированных машин. Недостатки гидропривода, заключающиеся в утечках, потерях на трение, снижающих КПД и вызывающих разогрев рабочей жидкости, сводятся к минимуму с применением унифицированных, хорошо отработанных узлов, знанием их конструкции, расчета и основ эксплуатации.

В настоящей курсовой работе будет производиться расчет гидравлического привода, будут изучены особенности работы гидравлических систем, а также будет произведен расчет их устойчивости.

Раздел I: Расчет гидравлического привода

Задание на курсовую работу

1.1 Анализ работы В данном гидроприводе используется одна скорость для подачи. Скорость рабочей подачи регулируется дросселем. Переключение этапов цикла осуществляется распределителями № 1 и № 2 под действием электромагнитов. Работа электромагнитов распределителей представлена в таблице № 1

Таблица № 1

Уравнения протекания жидкости

1.2 Предварительный расчет гидросистемы Выбор диаметра штока

Q=Q_н+Q₁;

Q_н=V_б(F-F₁)=V_боF₁;

Отсюда диаметр штока:

V_бFV_бF₁= V_боF₁;

V_бF= F₁(V_б+V_бо);

Расчет рабочего давления рис. 1. Расчетная схема Уравнения равновесия:

1) Р_дв=Р_рез+Р_тц+Р_тн — для рабочего хода;

2) Р_р=Р_и+Р_тц+Р_тн — для разгона.

1) Рабочий ход:

Сила резания:

Р_рез=15 кН, Сила трения в гидроцилиндре равна:

Р_т1=a_mf_mG= a_mf_mG=0,15^.0,08^.8000=100 Н, где G — приведенный вес перемещаемого рабочего органа (с приспособлением, деталью и т. д.) с учетом сил резания; f_m — коэффициент трения, f_то = 0,3 — для состояния покоя и f_mo = 0,08 — для скоростей более 0,2 м/с; а_m = 0,12 …0, 15 — поправочный коэффициент.

Сила трения в направляющей зависит от ее формы, принимаем форму направляющей типа ласточкин хвост:

Т_н=Nf=f (G+P_y)=0,1(8000+7500)=1550 Н Сумма сил при рабочем ходе:

Р_дв=15 кН+0,1 кН+1,5кН=16,6 кН.

2) Разгон:

Сила инерции:

Сила трения в гидроцилиндре равна:

Р_т1=a_mf_mG= a_mf₂G=0,15^.0,16^.8000=200 Н, гидравлический привод устойчивость

где т — ориентировочные значения перемещения масс; х_xx — максимальная скорость холостого хода, м/с; t — время разгона (торможения), t = 0,01…0,5 с.

Сила трения в направляющей:

Т_н=Nf=f (G+P_y)=0,2(8000+7500)=3100 Н Сумма сил при разгоне:

Р_р=600 Н+200 Н+3,1кН=3,9 кН.

Определим рабочее давление:

Для быстрого подвода:

Наибольшее давление оказалось р_р для рабочего хода. С учетом противодавления принимаем рабочее давление:

p_p=5 МПа Выбор рабочей жидкости Рабочая жидкость, являясь носителем энергии, выполняет также функции теплоносителя, смазочной и промывочной среды, консерватора. В стайках и роботах рабочие жидкости находятся под давлением до 6,3 МПа, в прессах — 14,0 МПа и более. Для обеспечения срока службы жидкости не менее 1000…3000 ч при тонкости фильтрации менее 25 мкм температура масла не должна превышать 60 °C. В связи с указанными условиями работы жидкостей к ним предъявляются высокие требования.

В подавляющем большинстве гидросистем станков, роботов и прессов в качестве рабочей жидкости используют минеральные масла. В прессах иногда применяется водомасляная эмульсия (10…15% масла). При выборе жидкости учитываются условия эксплуатации и её свойства: вязкость, сжимаемость, удельная теплопроводность и теплоемкость.

Основным критерием, определяющим возможность применения жидкости в качестве рабочей, является соответствие вязкости давлению и температуре эксплуатации гидропривода. В соответствие с указанной в задании вязкостью рабочей жидкости выбираем минеральное масло ИГП-49:

Выбор типоразмера насоса По известным нагрузкам и скоростям определяется подача насосом жидкости по полученному значению q_р выбираем типоразмер насоса НПл 25/6,3.

Мощность на валу насоса:

1.3 Уточненный расчет гидропривода

1.3.1 Выбор насоса

Насос выбирается по р_p=5 МПа и Q_н=12,6 л/мин.

Этим значениям соответствует насос типа НПл 25/6,3

Рабочий объем 16 см³

Номинальная подача…21 л/мин Давление на выходе из насоса:

номинальное…6,3 МПа Частота вращения:

номинальная…1500 об/мин максимальная…1800 об/мин минимальная…1200 об/мин Мощность:

номинальная…2,8 кВт КПД при номинальном режиме работы, не менее:

объемный…0,81

полный…0,7

Масса, не более…9,7 кг Ресурс при номинальном режиме работы, ч …4000

Предельное значение среднего уровня звука, дБА, при номинальном режиме работы …74

Номинальная тонкость фильтрации масла не грубее…25 мкм

1.3.2 Выбор гидроцилиндра Гидроцилиндр выбирается по наружному диаметру цилиндра D=90 мм и ходу поршня Н=900 мм.

Этим параметрам удовлетворяет цилиндр типа 722−90×70×900 по ОСТ2 Г25−1 — 86

Давление:

номинальное…6,3МПа максимальное…9,5 МПа страгивания, не более…0,25 МПа Холостой ход, не более…0,2 МПа Номинальное усилие:

толкающее…48,5 кН тянущее…36,5 кН Скорость перемещения:

максимальная…42 м/мин минимальная…0,05 м/мин Масса… …54 кг Расчетные соотношения для сил трения в гидроцилиндре учитывают тип уплотнения и особенности работы. Для нашего случая выбираем уплотнение поршня чугунными кольцами.

При уплотнении поршня чугунными кольцами (рис. 4, а) по ОСТ 2А54−1-72 сила трения покоя определяется по формуле:

Р_mк=f_mорDb (ip_k+p),

где f_mo = 0, 15 — коэффициент трения покоя; D — диаметр уплотняемой поверхности гидроцилиндра; b — ширина колец; i — число колец, рекомендуется для D = 40…150 мм i = 2…4; р — давление в рабочей полости цилиндра; р_к — контактное давление колец на гильзу цилиндра.

Р_mк=0,15* р*90*4(3*1+3,1)=1 МПа,

1.3.3 Расчет трубопроводов Внутренний диаметр трубопровода рассчитывают по формуле

Q — подача жидкости по трубопроводу, л/мин;

v_м — скорость потока рабочей жидкости, м/c;

Скорость v_м выбирается по таблице, в зависимости от давления: v_м=2 м/с.

Внутренний диаметр трубопровода:

Из нормального ряда принимаем d=12,5 мм.

Толщина стенки тонкостенной трубы:

р — максимальное давление в трубе;

d_м — внутренний диаметр стандартного трубопровода;

=70 МН/м² — предел прочности на растяжение материала трубы для латунных труб;

— коэффициент безопасности;

Толщина стенки:

1.3.4 Расчет потерь давления Потери зависят от числа Рейнольдса (Re), которое определяется по следующей формуле:

где

Qподача жидкости по трубе, л/мин

d_m— внутренний диаметр трубы, мм

— кинематическая вязкость, мм²/с Т.к. число Рейнольдса Re = 490< 2300, то движение жидкости происходит в ламинарном режиме.

Потери по длине трубопровода при ламинарном потоке:

Выбор гидроаппаратуры

Расчет потерь давления в гидроаппаратуре

Общие потери давления в аппаратуре: р_ап=2,3 МПа.

Потери давления в гидросистеме будут складываться из:

1. Потерь давления в трубопроводе.

2. Потерь давления в гидроцилиндре.

3. Местных потерь.

Значит,

р=р_ц+р_l+р_ап=1+0,1+2,3=3,4 МПа.

Давление насоса выбрано достаточным р =6,3 МПа.

рис. 2. График распределения давлений в гидроприводе для рабочей подачи.

1.3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия В предохранительном клапане непрямого действия усилие пружины шарикового клапана где d₁ — диаметр отверстия под шариком, рекомендуется d₁? 4 мм.

Давление настройки шарикового клапана, при работе аппарата в режиме переливного клапана, р_кл=р_н-Др_нк,

где р_н — максимальное давление насоса; Др_нк — потери в шариковом клапане и демпферном отверстии (диаметром d_д? 0,25d₁), рекомендуется Др_нк? 0,2 МПа при х_м,? 5 м/с.

р_кл=6,3−0,3=6 МПа Величина подъема клапана:

Тогда жесткость пружины:

Диаметр поршенька d_n выбирают в 2 раза больше диаметра основного клапана d₀? 16 мм). Максимальное усилие пружины поршенька Предохранительные клапаны непрямого действия МКПВ РУП «Гомельский завод «Гидропривод» (Беларусь) и ОАО «Гидравлик» (г. Грязи Липецкой обл.) для резьбового или стыкового монтажа (рис. 5.46, а) состоят из следующих основных деталей и узлов: корпуса 1; клапана 8, размещенного в гильзе 10; пружины 9 и вспомогательного клапана 3, а в исполнении с электроуправлением они дополнительно комплектуются пилотом, устанавливаемым на клапане 3.

Масло из напорной линии подводится к отверстию Р корпуса и отводится в сливную линию через отверстие Т. Отверстие Р через малое отверстие 11 в клапане 8 соединено с надклапанной полостью 2, откуда масло через клапан 3 может поступать в отверстие Т по каналу 7. Если давление в гидросистеме не превышает давления настройки клапана 3 (регулируется винтом б, сжимающим пружину 5), последний закрыт, давления в торцовых полостях клапана 8 одинаковы и он прижат пружиной 9 к конусному седлу гильзы 10, разъединял отверстия Р и Т. Когда сила от давления масла на конус 4 вспомогательного клапана превышает силу его пружины, конус отходит от седла и масло в небольшом количестве из отверстия Р через малое отверстие 11, вспомогательный клапан и канал 7 проходит в отверстие Г.

Из-за потери давления в отверстии 11 давление в надклапанной полости 2 уменьшается и клапан силой давления в отверстии Р поднимается вверх, сжимая пружину 9 и соединяя отверстия Р и Т. Перемещение клапана вверх происходит до тех пор, пока сила давления в отверстии Р не уравновесит силу давления в полости 2 и силу пружины 9, после чего давление в отверстии Р (в напорной линии гидросистемы) автоматически поддерживается постоянным в широком диапазоне расходов масла через клапан.

Если отверстие X соединить с линией слива, давление в полости 2 упадет и клапан 8 под действием небольшого давления (~ 0,3 МПа) в отверстии Р поднимется, сжимая сравнительно слабую пружину 9 и соединяя отверстия Р и Г (режим разгрузки). В аппаратах с электроуправлением разгрузка осуществляется при выключенном (нормально открытое исполнение) или включенном (нормально закрытое исполнение) электромагните пилота. При необходимости разделения слива потока управления от основного слива в канал 7 устанавливается заглушка (винт М5), а в отверстие У — штуцер с резьбой К1/8''.

рис. 3. Конструкция предохранительного клапана непрямого действия МКПВ.

1.3.6 Расчет золотниковых гидрораспределителей Достоинством золотниковых распределителей является их компактность и разгруженность от осевых сил давления жидкости. Для расчета распределителя, помимо сведений о конструктивной схеме, количестве позиций и числе гидролиний, необходимо в качестве исходных данных располагать давлением в напорной линии Р_н или давлением (потери давления) нагрузки Др_н, давлением в сливной линии р_с, максимальным расходом через распределитель Q_p, потерями давления на щелях золотника Др₃, способом управления. На основании сведений о давлениях в гидросистеме проверяется соотношение Можно ориентироваться на максимальные потери на щели Др_з = 0,1…0,125 МПа. Такие потери соответствуют скоростям потока жидкости в каналах корпуса золотника, равным 10 м/с, что в 2…2,5 раза выше скорости течения жидкости в подводящих трубопроводах.

По значению Др₃ определяется максимальная площадь открытия золотника Где м = 0,61…0,65 — коэффициент расхода на кромке золотника.

Площади каналов и проходных сечений золотника должны быть не менее

0,75f_m=0,75*0,0001=84*10^-6 м²

где f_m — площадь отверстия подводящей трубы.

Диаметр золотника:

После округления d_з, до стандартного значения d_зс вычисляем открытие золотника:

С учетом перекрытия Дх = 3…6 мм ход золотника, обеспечивающий требуемый расход,

х_з = х+Дх=2+3=5мм.

Окончательно ход золотника определяется с учетом механизма фиксации при ручном ходе. На практике ход золотника составляет 3…28 мм.

Ширина поясков плунжера:

где n — число поясков плунжера.

Длина штока l_шз, золотника выбирается из соотношения:

l_шз=10 мм.

Диаметр расточки в корпусе

D?2d_зс=30 мм.

а её ширина

b = d_m+(3…5)=12+3=15 мм, где d_m -диаметр отверстия подводящего канала.

При расчете усилия управления распределителем следует, помимо сил инерции и трения, учитывать действие гидродинамической силы, направленной в сторону, противоположную скорости дросселируемого потока жидкости, и стремящейся возвратить распределитель в исходное положение. С достаточной для практических целей точностью гидродинамическую силу можно определить уравнением:

где м = 0,61…0,65 — коэффициент расхода для золотника с прямоугольными острыми кромками; И = 69° - угол, образованный осью золотника и направлением потока жидкости через щель; х — осевое перемещение плунжера, мм; d_зс — диаметр плунжера, мм; P₁, P₂ — давление на входе и выходе щели соответственно.

При расчете инерционной силы учитывается масса объема рабочей жидкости в напорном и сливном трубопроводах управления где l — длина трубопроводов на участках управления; f_m — проходное сечение трубопроводов.

Гидрораспределители B1O, 1P10 и 2Р10 ОАО «Гидроаппарат» (г. Ульяновск) (рис.4) имеют чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы Р, Т_А, Т_В, А и В (каналы Т_А и Т_В объединены в корпусе) и с малым диаметральным зазором (~ 0,01…0,02 мм) установлен золотник 2 диаметром 16 мм, изготовленный из высококачественной конструкционной стали с поверхностной закалкой до HRC 50…60. Торцовые втулки 5, удерживаемые в корпусе стопорными пружинными кольцами, служат в качестве направляющих для толкателей 3, шарнирно связанных с золотником 2, а также для размещения пружин 4, упорных шайб и уплотнений. В трехпозиционных аппаратах на боковых торцовых поверхностях корпуса закреплены два толкающих электромагнита б постоянного или переменного тока.

При отключенных электромагнитах пружины 4 устанавливают золотник в среднюю (нейтральную) позицию. При включении электромагнита, например правого, его якорь через толкатель воздействует на золотник 2, перемещая последний в левую позицию и сжимая левую пружину 4. После отключения электромагнита золотник пружиной возвращается в нейтральную позицию. Предусмотрена возможность ручного (наладочного) перемещения золотника с помощью кнопок 7, расположенных в кожухах электромагнитов.

Двухпозиционные распределители могут быть с одним электромагнитом и пружинным возвратом (на место второго электромагнита устанавливается крышка) или с двумя электромагнитами без фиксации (исполнение О) или с фиксацией золотника в двух положениях (исполнение ОФ). В последнем случае после срабатывания распределителя соответствующий электромагнит может отключаться.

У распределителей с одним электромагнитом последний расположен со стороны линии А; исключение составляют лишь схемы 573Е и 574Е. В трехлинейных распределителях исполнений 573 и 573Е по гидросхеме отверстие Т используется для отвода утечек (линии, А и Б этим отверстием не соединяются); в исполнениях О и ОФ пружины 4 отсутствуют. Для некоторого ограничения времени срабатывания в отверстие Р могут устанавливаться демпферы с диаметром отверстий 0,8; 1; 1,1; 1,2; 1,5 или 3 мм. Существуют различные варианты электрического подключения электромагнитов, однако наиболее распространены штепсельные разъемы ISO 4400:1994 (DIN 43 650), которые можно разворачивать в четырех различных направлениях. Для уплотнения стыковой плоскости используются кольца 013−016−19−2-2 по ГОСТ 9833–73.

рис. 4. Конструкция гидрораспределителя с присоединительным размером 10 мм.

1.3.7 Описание конструкции маслоохладителя рис. 5. Конструкция, размеры и основные параметры воздушных теплообменников Г44−2.

Воздушные теплообменники Г44−2 ОАО «Гидравлик» (г. Грязи Липецкой обл.) состоят из одного или нескольких масляных радиаторов 1, предохранительного клапана 2, электродвигателя 3 и вентилятора 4, собранных в металлическом каркасе. Предохранительный клапан защищает радиатор от перегрузки, перепуская часть масла в обход радиатора при перепаде давлений > 0,2 МПа, однако при пульсирующем потоке масла теплообменники имеют пониженную надежность. Направление потока воздуха показано стрелками.

РАЗДЕЛ 2: Исследование устойчивости гидрокопировальной системы

Задание:

Анализ устойчивости гидрокопировальной системы будет производится на ЭВМ. Для этого в соответствующие программы вводим параметры заданной системы.

рис. 6. Анализ устойчивости по критерию Михайлова:

По критерию Михайлова система не является устойчивой, так как характеристическая кривая описывает квадранты системы координат не последовательно.

рис. 7. Анализ устойчивости по критерию Найквиста По критерию Найквиста система также не устойчива, так как амплитудно-фазовая характеристика охватывает точку (-1; j0).

Раздел 3: Изучение пневмосистем

Схема управления механической рукой штамповочного станка При подъеме ползуна станка после штампования включается электрический конечный выключатель, который включает электромагнит распределителя 1 (рис. 180). Шток пневмоцилиндра 7 выдвигается, и заготовка захватывается клещами. Одновременно от распределителя 1 воздух направляется в цепи управления распределителей 2(1) и 2(2), управляющих цилиндрами 5 и 6 вывода и подъема заготовки. Сжатый воздух проходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(2) и 4(3) в емкости 3(1) и 3(2). Наполнение емкостей до давления, необходимого для переключения распределителей определяет выдержку времени в срабатывании пневмоцилиндров 5 и 6 по отношению к пневмоцилиндру 7.

После вывода и подъема заготовки из рабочей зоны срабатывает электрический конечный выключатель, обесточивающий электромагнит распределителя 1. Происходит обратный ход штока цилиндра 7, клещи разжимаются и заготовка освобождается. Цепи управления распределителей 2(1) и 2(2) сообщаются с атмосферой. Сжатый воздух из емкостей выходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(1) и 4(4). При падении давления в емкостях распределители 2(1) и 2(2) усилием пружины возвращаются в исходное положение.

рис. 8. Схема управления и циклограмма работы механической руки штамповочного станка

1. Бондаренко В. Н. Расчет гидравлического привода технологических машин: Учеб. пособие. — Белгород: Изд-во БелГТАСМ, 1988 — 100с.

2. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник.-2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988 — 512с.

3. Богданович Л. Б .Гидравлические приводы: Учеб. пособие для вузов. -Киев: Вища школа. Головное изд-ва, 1980. — 232с.

4. Башта Т. М. Объемные гидравлические приводы / Под ред. Т. М. Башты. — М.: Машиностроение, 1968. -628с