Особенности управления затратами
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
|
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)
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:
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