Гидропривод фрезерного станка

Гидропривод фрезерного станка

Содержание

Введение

. Разработка принципиальной гидравлической схемы

. Определение размеров гидродвигателей

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

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

.3 Определение размера гидродвигателя для подачи с постоянным усилием (Ц3)

.4 Определение размера гидродвигателя для зажимного механизма (Ц4)

.5 Определение размера гидродвигателя поворота головки (ГМ)        

. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления

. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

. Определение потерь и КПД

. Насосная установка

. Техника безопасности

Список использованной литературы

Введение

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.

) 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.

) 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.

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

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

) 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

 

.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;

ξ = 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 = 90мм.

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 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;

;

ξ = 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;

;

ξ = 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 = 80мм.

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;

;

ξ = 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.

;

 

.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;

ξ = 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

Гидродвигатель	Исходные данные и рассчитанные величины	Принятые величины
	F, кН	M, H·м	τ1, с	V0тр, смD,ммd, ммpгд1, МПаpгд2, МПаV0, см
Ц1	22,5	-	1,5	-	90	45	3,889	2,593	-
Ц2	9	-	1,2	-	63	32	3,175	2,139	-
Ц3	15	-	1,8	-	80	40	3,281	2,188	-
Ц4	11	-	0,4	-	63	32	3,88	2,615	-
ГМ	-	65,65	0,1	120,611	-	-	2,865	-	160

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.

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

; ;

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

; ;

с.

) Для подачи с постоянным усилием:

; ;

) Для зажимного механизма:

; ;

.

) 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

Гидродвигатель	Исходные данные							Определяемые величины
	D, мм	d, мм	, см3S, ммV, м/минn, мин, °, л/мин, л/мин, с
ГМ	-	-	160	-	-	50	30	8,889	8,889	0,1
Ц1	90	45	-	300	12	-	-	76,535	57,402	1,5
Ц2	63	32	-	200	10	-	-	31,252	23,189	1,2
Ц3	80	40	-	300	10	-	-	50,394	37,795	1,8
Ц4	63	32	-	20	3	-	-	9,376	6,957	0,4

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.

V_Ti =                                                                                      (3.6)

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

;

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

; ;

) Для подачи с постоянным усилием:

; ;

) Для зажимного механизма:

; ;

) 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 =

) 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 ΔV = V_Н - V_T. (3.8)

Результаты вычислений заносим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 - Выбор источника давления

Наименование перехода	Время перехода , сСуммарный расход масла , л/минОбъём масла, лΔVi= VНi - VTiДавление в конце перехода PН, МПа
			требуемый, VTi	подаваемый насосом, VНi
ГМ	0,1	8,889	0,011	0,015	0,039	2,865
Ц1	1,5	76,535	1,913	1,418	-0,496	3,889
Ц2	1,2	31,252	0,625	1,134	0,509	3,175
Ц3	1,8	50,394	1,512	1,701	0,189	3,281
Ц4	0,4	9,376	0,063	0,378	0,378	3,88
Ц1	1,5	57,402	1,435	1,418	-0,018	2,593
Ц2	1,2	23,189	0,464	1,134	0,67	3,139
Ц3	1,8	37,795	1,134	1,701	0,567	2,188
Ц4	0,4	6,957	0,046	0,378	0,332	2,615

По [1] 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

Наименование	Тип	Расход пропускаемый Q, л/мин	Расход номинальный Q, л/мин	Перепад давлений номинальный рн, МПа	Перепад давлений рабочий ра, МПа	Утечки Qут, см3/мин
ДР	УГЭ8-12/16	76,535	90	1	0,723	30
Р1	В16	76,535	80	1	0,915	80
ДКМ	ДКМ-10/3	31,252	40	0,55	0,43	80
МДО1	МДО-103	31,252	40	1	0,781	0,5
МДО2	МДО-103	31,252	40	1	0,781	0,5
Р2	2Р6	31,252	40	0,6	0,366	40
ДР1	2МПГ55-14	50,394	80	-	-	120
ДР2	2МПГ55-14	50,394	80	-	-	120
ДР3	2МПГ55-14	50,394	80	-	-	120
КОМ1	КОМ10/3	50,394	63	0,05	0,04	0,5
КОМ2	КОМ10/3	50,394	63	0,05	0,04	0,5
КОМ3	КОМ10/3	50,394	63	0,05	0,04	0,5
КРМ1	МКРВ-10/3М-П2	50,394	100	1	0,504	100
КРМ2	МКРВ-10/3М-П2	50,394	100	1	0,504	100
КРМ3	МКРВ-10/3М-П2	50,394	100	1	0,504	100
Р4	2Р10	50,394	60	0,8	0,564	60
КРМ4	КРМ-6/3-В1	9,376	12,5	0,5	0,375	80
КРН	10-10-УХЛ-4	9,376	40	0,5	0,117	200
МН1	МТП-100-40	9,376	-	-	-	50
МН2	МТП-100-40	9,376	-	-	-	50
Р5	В6	9,376	16	1	0,343	160
ДР4	2МПГ55-12	8,889	20	-	-	60
Р6	В6	8,889	16	1	0,309	160
Р7	В6	8,889	16	1	0,309	160

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_δ - коэффициент безопасности,

к_δ = 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 = 21200 ·                                                                                     (5.1)

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

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;

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

- режим ламинарный;

- режим ламинарный;

) Для подачи с постоянным усилием

- режим ламинарный;

- режим ламинарный;

) 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:

Δр_тр = 0,62 ·                                                                      (5.2)

Для напорной гидролинии:

) ;

) ;

) ;

) ;

) ;

Для сливной гидролинии

) ;

) ;

) ;

) ;

) ;

Определяем потери в различных местных сопротивлениях:

Δр_м = 0,21·                                                                       (5.3)

где  - коэффициент местного сопротивления;

Для напорной гидролинии:

)

) ;

) ;

) ;

) ;

Для сливной гидролинии

) ;

) ;

) ;

) ;

) ;

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.

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

р_а1н = 0,723 + 0,915 = 1,638 МПа;

р_а1сл = 0,915 МПа;

) 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;

) 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;

) Для зажимного механизма

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

р_а4сл = 0,343 МПа;

) 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:

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

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

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

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

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

Для сливной гидролинии:

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

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

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

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

) 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)

)р_п = 1,6688 + 0,945 = 2,6138 МПа;

)р_п = 2,4139 + 0,4149 = 2,8288 МПа;

)р_п = 2,255 + 0,613 = 2,868 МПа;

)р_п = 0,939 + 0,479 = 1,418 МПа;

)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)

)р = 2,6138 + 3,889 = 6,5028 МПа;

)р = 2,8288 + 3,175 = 6,0038 МПа;

)р = 2,868 + 3,281 = 6,149 МПа;

)р = 1,418 + 3,88 = 5,298 МПа;

)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

Участок гидропривода	Q, л/мин	По длине трубопровода	В местных сопротивлениях	В гидроаппаратуре	Полные
		d, мм	Rе	L, м	Δртр, МПа	ξ	Δрм, МПа	Δрр, МПа	Δрмодул.клапан, МПа	ΔрДР, МПа	Δррк, МПа	Δрдкм, МПа	ΔРдр, МПа	ΔрОК
МПа	Δра, МПа	Δрнп, МПа
Ц1	76,535	33	1639	4	0,0048	25	0,026	0,723	-	0,915	-	-	-	-	0,456	1,638
Ц2	31,252	21	1052	3	0,0089	45	0,047	0,31	-	-	0,16	0,16	-	0,34	0,97	2,358
Ц3	50,394	26	1370	6	0,012	40	0,047	0,16	-	-	-	0,18	-	-	0,56	2,196
Ц4	9,376	12	552,1	5	0,042	70	0,062	0,34	-	-	0,38	-	-	-	0,44	0,835
ГМ	8,889	11	571,1	3	0,034	45	0,051	2·0,007	-	-	-	-	0,03	-	0,044	0,618

Таблица 5.2 - Определение потерь давления в сливной гидролинии

Участок гидропривода	Q, л/мин	По длине трубопровода	В местных сопротивлениях	В гидроаппаратуре	Полные
		d, мм	Rе	L, м	ртр,МПарм, МПарр, МПардкм, МПардрос.,МПарДР. МПара, МПарсл, МПа
Ц1	57,402	29	1399	4	0,006	25	0,024	0,16	-	-	0,915	0.194	0,915
Ц2	23,189	19	862,5	3	0,0099	45	0,039	0,31	0,16	-	-	0,5	0,366
Ц3	37,795	24	1101	6	0,013	40	0,036	0,16	0,18	-	-	0,34	0,564
Ц4	6,957	10	491,6	5	0,065	70	0,071	0,34	-	-	-	0,06	0,343
ГМ	8,889	10	628,2	3	0,05	45	0,075	2,007	-	-	-	0,014	0,618

Определяем гидравлический КПД участка

                                                                                       (5.8)

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

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

) Для подачи с постоянным усилием:

) Для зажимного механизма:

) Для поворота головки:

Определяем объёмный КПД участка:

                                                                            (5.9)

где ΣQ_УТ - суммарные утечки в гидроаппаратуре;

 - объёмный КПД гидродвигателя,

= 1 [4, стр.15].

1) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

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

) Для подачи с постоянным усилием:

) Для зажимного механизма

) Для поворота головки:

Определяем общий КПД участка без учёта КПД насоса:

η = η_Г × η₀ × η_м                                                                                 (5.10)

где η_м - механический КПД участка,

η_м = 0,88;

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

η₁ = 0,598 × 0,986 × 0,88 = 0,519;

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

η₂ = 0,53 × 0,985 × 0,88 = 0,459;

) Для подачи с постоянным усилием:

η₃ = 0,53 × 0,954 × 0,88 = 0,445;

) Для зажимного механизма:

η₄ = 0,73 × 0,946× 0,88 = 0,608;

) Для поворота головки:

η₅ = 0,65 × 0,959 × 0,88 = 0,549;

Определяем общий КПД гидропривода:

η_гп =                                                                  (5.11)

где р₁ … р_m - полезная мощность гидродвигателя отдельного участка;

η₁ … η_m - КПД отдельных участков;

η_н - полный КПД насоса,

η_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)

) 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

) Для зажимного механизма

) Для поворота головки

Таблица 5.3 - Определение КПД гидропривода

Участок гидропривода	рп	рГДQУТ, л/минQ, л/минРп, кВт
Ц1	6,5028	3,889	0,598	0,11	76,535	1	0,986	0.88	0,519	4,5	0,374
Ц2	6,0038	3,175	0,53	0,121	31,252	1	0,985	0.88	0,459	1,5
Ц3	6,149	3,281	0,53	0,722	50,394	1	0,974	0.88	0,445	2,5
Ц4	5,298	3,88	0,73	0,54	9,376	1	0,946	0.88	0,608	0,55
ГМ	4,311	2,865	0,65	0,38	8,889	1	0,959	0.88	0,549	0,262

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;

τ₁… τ _i - время переходов;

Для нерегулируемого насоса, работающего при постоянном режиме давления

Р_н =                                                                                     (6.2)

) Для продольного перемещения узла станка с инструментальным магазином:

;

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

;

) Для подачи с постоянным усилием:

;

) Для зажимного механизма:

;

) 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 12448-80].

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

А160S2У3 (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 21130-75.

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.

Список использованной литературы

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

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.

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/>

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

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.