Расчёт гидропривода деревообрабатывающего оборудования

Федеральное агентство по образованию (Рособразование)

Архангельский государственный технический университет

Кафедра лесопильно-строгальных производств

Бикин Дмитрий Александрович

Факультет механической технологии древесины

Курс III   группа  3

РАСЧЁТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА

По дисциплине:    Гидропневмопривод

На тему:  Расчёт гидропривода деревообрабатывающего оборудования

Отметка о зачёте       _______________________________       ____________

                                                                                                                  ^(дата)

Руководитель       __________________        ____________      ____________

                                                                 ^{(должность)                                         (подпись)                           (и.,о.,фамилия)}

                                  _______________

                                                                        ^(дата)

Архангельск,

2006

Введение.

Гидропривод – совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие механизмов и машин с помощью рабочей жидкости (минерального масла).

По принципу действия гидроприводы делятся на гидродинамические и объёмные.

Гидродинамический гидропривод – гидравлическая система, в которой в качестве гидравлической передачи применяются лопастные насосы и турбинные колёса, расположенные саосно на предельно близком друг от друга расстоянии (в отрасли эта разновидность не применяется).

Объёмный гидропривод - гидравлическая система, в которой в качестве гидравлической передачи применяются насосы и электродвигатели объёмного действия.

Широкое использование гидропривода во всех отраслях машиностроения в различных странах мира объясняется  преимуществами его применения. Основными преимуществами гидропривода являются:

1. Меньшие масса и габариты гидропривода по сравнению с механическими и электрическими приводами;

2. Небольшая инерционность гидропривода, обеспечивающая его хорошие динамические свойства;

3. Простота управления, в том числе  дистанционного,  и реверсирования рабочих движений;

4. Удобство управления и возможность бесступенчатого регулирования скоростей рабочих движений;

5. Надежное предохранение от перегрузок;

6. Независимое расположение узлов привода и простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений, возможность создания централизованных систем управления;

7. Широкое применение стандартизованных и унифицированных узлов, позволяющее облегчить эксплуатацию и ремонт привода;

8. Применение  минеральных масел в качестве рабочих жидкостей обеспечивает смазку самих элементов привода и повышает их эксплуатационные качества.

К основным недостаткам гидравлических приводов относятся то, что они не могут работать в агрессивных средах и в условиях повышенной взрыво- и огнеопасности.

I. Общая типовая схема гидропривода

Принципиальная гидравлическая схема станка, работающего по циклу: исходное положение (стоп) – зажим детали – рабочая подача (движение двух инструментальных суппортов вниз) с дроссельным регулированием скорости перемещения (нагрузка на суппорте нестабильная) – холостой ход (быстрый подъём суппортов) – разжим детали – исходное положение (стоп) – Рисунок - 1

II. Выбор гидроцилиндров

Исходные данные:

F₁ = 2,5 кН;   F₂ = 3,4 кН;   F₃ = 3,4 кН; (уплотнение манжетами);

Ход поршня  L₁ = 150 мм;    L₂ = 180 мм;    L₃ = 180 мм;

t₁ = 0,6 с;   υ_2,3 = 0,3…0,7 м/с.

Допустимые потери давления до 0,15 МПа;  L_тр = 7,2 м

ΔР_ф = 0,45 МПа;  ΔР_расп = 0,15 МПа;  ΔР_ко = 0,15 МПа;  ΔР_др = 0,25 МПа;

II.1. Определение диаметра гидроцилиндра

Диаметр цилиндра без учета противодавления на выходе D, мм, определяется по формуле

D = (4F/π Р_вх h_мех)^0,5,                                                                                                  (1)

где     F – усилие, приведенное к штоку цилиндра, Н;

          F₁ = 2,5 кН;   F₂ = 3,4 кН;   F₃ = 3,4 кН;

          Р_вх – давление на входе цилиндра, МПа, зависит от усилия на штоке;

          Р_вх1 = 1,6 МПа;  Р_вх2 = 1,6 МПа;  Р_вх3 = 1,6 МПа;

          h_мех – механический КПД цилиндра, учитывающий потери на трение в уплотнениях цилиндра и зависящий от диаметра цилиндра и типа уплотнения;

При уплотнении манжетами для цилиндров с размерами:

D = 40…63 мм            h_мех = 0,9;

D₁ = (4 ∙ 2500/3,14 ∙ 1,6 ∙ h_мех)^0,5 = (1990,5/h_мех)^0,5 = 47,0 мм ~ 50 мм = 0,5 дм;

D₂ = (4 ∙ 3400/3,14 ∙ 1,6 ∙ h_мех)^0,5 = (2707,01/h_мех)^0,5 = 54,8 мм ~ 63 мм = 0,63 дм;

D₃ = (4 ∙ 3400/3,14 ∙ 1,6 ∙ h_мех)^0,5 = (2707,01/h_мех)^0,5 = 54,8 мм ~ 63 мм = 0,63 дм.

II.2. Определение расхода рабочей жидкости для работы цилиндра

Расход рабочей жидкости на перемещение поршня с заданной скоростью, дм³/с, определяется по формуле

Q = S V,                                                                                                                      (2)

где   S – площадь поршня, дм²;

Площадь поршня при подаче рабочей жидкости в поршневую полость, дм², определяется по формуле

S = p D² / 4,                                                                                                                 (3)

Площадь поршня при подаче рабочей жидкости в штоковую полость, дм², определяется по формуле

S = p (D²-d²) / 4,                                                                                                         (4)          

где  D  – диаметр цилиндра, дм;

d  – диаметр штока, дм, d = (0,3…0,4)* D;

d₁ =15 мм;   d₂ =20 мм;   d₃ =20 мм;

V  – скорость  перемещения  поршня, дм/с;

V = L / t,                                                                                                                      (5)

где  L – фактический ход поршня, дм;

t  – заданное время перемещения поршня, с;

V₁ = L₁ / t₁ = 150/0,6 = 250 = 2,50 дм/с,

V_2выд = 3 дм/с;   

V_2вт = 7 дм/с;   

V_3выд = 3 дм/с;   

V_3вт = 7 дм/с.

Расход рабочей жидкости при выдвижении штока, дм³/с, определяется по формуле

Q_выд = (p² D / 4) V,                                                                                                     (6)

Расход рабочей жидкости при втягивании штока, дм³/с, определяется по формуле

Q_втяг = (p (D ² - d²) / 4) V,                                                                                            (7)

Q_1выд = (p D₁² / 4) V₁ = (3,14 ∙ 0,5²/4)∙2,50 = 0,49 л/с;

Q_1втяг = (p (D₁² - d₁²) / 4) V₁ = (3,14 ∙ (0,5² - 0,15²)/4) ∙ 2,50 = 0,45 л/с;

Q_2выд = (p D₂² / 4) V₂ = (3,14 ∙ 0,63²/4) ∙ 3 = 0,93 л/с;

Q_2втяг = (p (D₂² - d₂²) / 4) V₂ = (3,14 ∙ (0,63² - 0,2²)/4) ∙ 7 = 1,96 л/с;

Q_3выд = (p D₃² / 4) V₃ = (3,14 ∙ 0,63²/4) ∙ 3 = 0,93 л/с;

Q_3втяг = (p (D₃² - d₃²) / 4) V₃ = (3,14 ∙ (0,63² - 0,2²)/4) ∙ 7 = 1,96 л/с.

III. Определение давления настройки предохранительного клапана

Давление настройки предохранительного клапана (рабочее давление в системе), МПа, определяется по формуле

Р = Р_вх + åDр,                                                                                                              (8)

где  Р_вх   – давление на входе цилиндра (гидромотора), МПа;

åDр – общие потери давления в системе (по ходу потока рабочей жидкости), МПа.

III.1. Расчет общих потерь давления в системе

 åDр = DР _тр  + DР_ф  + DР_расп  + DР_пан  +  DР_др +…+ DР _сл ,                                         (9)

где  DР _тр    – потеря давления в трубопроводах напорной линии, МПа;

DР_ф     – потери давления в фильтре, МПа;

DР_расп – потери давления в распределителе, МПа;

DР_др   – потеря давления в дросселе, МПа;

DР_сл     – потеря давления в  сливной линии, МПа.

Р₁ = Р_вх1 + åDр₁ = Р_вх1 + 2DР_ф + 2DР_расп + 2DР_ко + 2DР_др +  DР_дл ∙ L = 1,6 + 2 ∙ 0,45 + 2 ∙ 0,15 + 2 ∙ 0,15 + 0,25 + 0,02 ∙ 7,2 = 3,49 МПа;

Р₂ = Р_вх2 + åDр₂  = Р_вх2 + 2DР_ф + 2DР_расп + 5DР_ко + 3DР_др +  DР_дл ∙ L = 1,6 + 2 ∙ 0,45 + 2 ∙ 0,15 + 5 ∙ 0,15 + 3 ∙ 0,25 + 0,016 ∙ 7,2 = 4,42 МПа.

IV.Определение общего расхода рабочей жидкости в гидросистеме

Если механизмы работают последовательно и не оказывают на работу взаимного влияния, то потребный расход рабочей жидкости для работы гидросистемы выбирается по максимальному расходу одного из потребителей:  

å Q = 2Q_max,                                                                                                              (10)

å Q = 2 ∙ 0,93 ∙ 60 = 111,6 л/мин.

V.Выбор типоразмера насоса

Типоразмер насоса выбирается по найденному расходу рабочей жидкости и величине давления настройки предохранительного клапана. По расходу рабочей жидкости (å Q = 74,4 л/мин) и по величине давления настройки предохранительного клапана (Р = 4,76 МПа) выбираем нерегулируемый однопоточный пластинчатый насос Г12-24М.

Таблица 1 - Техническая характеристика нерегулируемого однопоточного пластинчатого насоса Г12-24М.

Показатели	Размерность	Числовые данные
Рабочий объём	см3	56
Подача	л/мин	73,9
Давление номинальное	МПа	12,5
Частота вращения	мин-1	1500
КПД эффективный	-	0,77
Масса	кг	22
Nном	кВт	18,4

VI. Расчёт мощности электродвигателя привода насоса

Потребляемая пластинчатым насосом мощность, кВт, определяется по формуле

N = N_o + ( N_н - N_o) P  / P_н,                                                                                         (11)

где  N_н - номинальная затрачиваемая мощность, кВт;

N_o - затрачиваемая мощность при давлении нагнетания, равном нулю (для пластинчатого насоса N_o = 0,1N_н = 0,1 ∙ 18,4 = 1,84);

P - давление настройки клапана, МПа, Р = 4,42 МПа;

P_н- номинальной давление нагнетания, МПа;

N = 1,84 + (18,4 – 1,84)∙4,42/12,5 = 7,7 кВт.

VII.Выбор гидростанции

Выбор гидростанции производится по подаче насоса и рабочему давлению в системе. Вместимость бака гидростанции без теплообменника, дм³, определяется по формуле

V_б = (180…300)Q_н,                                                                                                   (12)

где  Q_н - подача насоса, дм³/с;

V_б = (180…300) ∙ 73,9/60 = (222…370) л.

Литература.

Иванов Д.В., Таратин В.В. – “Расчёт гидропривода деревообрабатывающего оборудования” – Методические указания по выполнению Расчетно-графической работы – Архангельск: АГТУ, 2004.