Разработка гидропривода – торцовочного круглопильного станка

Курсовая работа: Разработка гидропривода - торцовочного круглопильного станка

Курсовая работа: Разработка гидропривода - торцовочного круглопильного станка

 

Федеральное агентство по образованию

 

Уральский государственный лесотехнический университет

 

Кафедра "Станков и Инструментов"

Расчетно–графическая работа

 

Разработка гидропривода – торцовочного круглопильного станка

Екатеринбург 2006

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

 

Введение

1. Принимаемая гидравлическая  схема, её описание и принцип  работы

2. Определение основных  параметров гидропривода

2.1 Определение давлений  в полостях нагнетания и слива

 

2.2 Определение параметра  гидроцилиндра

 

2.3 Определение определения  давлений в полостях силового  цилиндра

 

3. Выбор гидронасоса

 

3.1 Расчет диаметра трубопровода  и скорости движения жидкости

 

4. Выбор гидроаппаратуры

 

4.1 Определение действительных  перепадов давлений

 

5. Определение КПД гидропривода

 

5.1 Определение КПД гидропривода  при постоянной нагрузке

 

5.2 Определение КПД гидропривода  при работе в цикличном режиме

 

6. Расчет объема гидробака

 

Заключение

 

Библиографический список

 

 

Введение

 

Станки для поперечной распиловки типа ЦПА-40 предназначены для распиловки поперёк волокон досок и брусков на чистовые и черновые заготовки определённой длины или для удаления из них дефектов. Данный тип станка с неподвижным суппортом, подача осуществляется суппортом на неподвижную заготовку. При торцовке в размер используют базирующие упоры. Пильный суппорт перемещается с прямолинейным перемещением по направляющим и в шарнирно-рычажной системе.

 

Управление движения суппорта осуществляется гидравлической системой. Она управляется в ручную станочником. Рабочий, нажимая на педаль, управляет передвижением суппорта. Гидравлическая система должна быть малогабаритной, создавать необходимое усилие на штоке, создавать максимальное время и скорость срабатывания.

 

Достоинства гидропривода:

 

- компактность;

 

- передаются большие усилия  и мощности;

 

- бесступенчатое регулирование  в плавных и широких пределах;

 

- простота преобразования  вращательных движений в поступательные;

 

- возможность частичного реверсивного;

 

- высокая скорость быстродействия.

 

 

1. Принимаемая гидравлическая  схема, её описание и принцип  работы

 

 

 

Рисунок 1. Предлагаемая схема гидропривода круглопильного торцовочного станка: 1-гидроцилиндр; 2-золотник; 3-манометр; 4-фильтр; 5-предохранительный клапан; 6-насос

 

Управление гидроцилиндром (1) осуществляет от трёхпозиционного распределителя (2), который обеспечивает рабочий ход, реверсирование, холостой ход и стоп суппорта в конце холостого хода. Для включения подачи рабочий нажимает ножной педалью конечный выключатель. Включается электромагнит и переводит распределитель в крайнее левое положение. При этом обе полости гидроцилиндра соединяются с напорной магистралью. Из-за создаваемой разности усилий с правой и левой сторон поршня он двигается в сторону штоковой полости – суппорт совершает рабочий ход из левой полости гидроцилиндра масло переливается в правую полость.

 

В конце рабочего хода распределитель переключается в крайнее правое положение. Бесштоковая полость гидроцилиндра соединяется со сливом. Суппорт совершает обратный ход.

 

В конце холостого хода распределитель переключается в среднее положение. При этом подача масла в правую полость закрывается, а напорная магистраль переключается на слив. Суппорт останавливается, гидронасос разгружается. Дроссель обеспечивает регулирование скорости подачи суппорта в пределах 5-36 м/мин.

 

Таблица 1.1 Исходные данныеПоказатель Обозначение Размерность Величина

Усилие на штоке R кН 12

Ход поршня S м 0,5

Время рабочего хода 

tp с 5

Отношение времени х.х. к р.х. 

tx /tp  0,8

Температура рабочей жидкости 

Tm 

0С 55

Температура окр. среды 

To 

0С 15

Длины трубопроводов 

l1, l2 м 2, 3

 

 

 

2. Определение основных  параметров гидропривода

 

2.1 Определение давлений  в полостях нагнетания и слива

 

Применительно к разрабатываемому гидроприводу давление P1 в поршневой полости определяется по формуле

 

P1 = PH – ΔPзол – ΔPФ – ΔP1;

 

а давление P2 в штоковой полости

 

P2 = ΔPдр + ΔP2 + ΔPпр + ΔPзол

 

где PH - давление развиваемое насосом, МПа;

 

ΔPзол - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

 

P1 и P2 - перепады давлений  в трубопроводах l1 и l2, МПа;

 

ΔPдр - перепад давления на дросселе, МПа;

 

ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа;

 

ΔPпр – перепад давления в предохранительном клапане, МПа.

 

Применительно к данному гидроприводу перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом

 

ΔPзол = 0,2 МПа;

 

ΔPдр = 0,3 МПа;

 

ΔPФ = 0,1 МПа;

 

ΔPпр = 0,15 МПа;

 

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP1 = ΔP2 = 0,2 МПа.

 

P1 = 1,6 – 0,1 – 0,2 – 0,2=1,1 МПа;

 

P2 = 0,3 + 0,2 + 0,15 + 0,2=0,85 МПа.

 

 

2.2 Определение параметра  гидроцилиндра

 

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения

 

 

 

где υПР и υПХ - скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

 

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

 

Q = υ П · F

 

Считаем, что расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

 

Q = υПP · F1 и Q = υПX · F2

 

поэтому

 

 

 

Из этого следует, что:

 

 

 

откуда

 

 

 

 

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

 

 

 

Диаметр поршня будет равен:

 

 

 

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне T = (0,02...0,1)R

 

Определим диаметр поршня D.

 

D==0,17 м

 

Полученный диаметр сравниваем со стандартным рядом: 40, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110. Так как у нас значение превышает 150 мм то повышаем давление Рн до 3,2 МПа, тогда Р1=3,2-0,1-0,2-0,2=2,7 МПа

 

D==0,08 м

 

Принимаем диаметр цилиндра 80 мм.

 

d==35 (мм)

 

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле

 

 

 

 

Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·106 Н/м2).

 

=2 мм.

 

2.3 Определение давлений  в полостях силового цилиндра

 

Обозначим полезные площади силового цилиндра через F1 и F2, а давления в этих полостях через P1 и P2

 

,

 

где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

 

Уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции, имеет вид

 

P1 F1 = P2 F2 + R + T

 

где T - сила трения, приложенная к поршню.

 

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2.

 

F1==0.005 м2;

 

F2== 0.004 м2.

 

 

3. Выбор гидронасоса

 

Определяем расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра,

 

 

 

где υПР - скорость перемещения поршня, м/с.

 

υПР=

 

υПР==0,1 м/с;

 

ΔQЦ1=0,1·=9,6 л/мин=0,00016 м3/с.

 

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле

 

QH = (QЦ1 + ΔQЦ)·z + ΔQзол

 

где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре;

 

ΔQзол - утечки в золотнике;

 

z - число гидроцилиндров.

 

Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ и в распределителе ΔQзол рассчитываются по формулам:

 

 

 

Принимаем Р*=6,3 Мпа, ΔQ*Ц=0,05 л/мин, ΔQзол=0,1 л/мин.

 

ΔQЦ==0,02 л/мин;

 

ΔQзол ==0,04 л/мин.

 

QH = (9,6 + 0,02 )·1 + 0,04=9,66 л/мин.

 

Рабочий объем насоса

 

 

 

где n - частота вращения ротора насоса, принимаем n=950 мин-1; η0 - объемный КПД насоса, принимаем η0=0,9.

 

q==0.011 л =11см3.

 

По рабочему объёму и подаче выбираем насос Г 12-32 АМ

 

Таблица 3.1 Основные параметры насоса Г 12-32 АМОсновные параметры Г12-32 АМ

 

Рабочий объем q, см3 16

Номинальная подача Q*, л/мин 12

 

Номинальное давление P*, МПа 6,3

 

Объемный КПД η0* при P* = 2,5 МПа 0,81

Полный КПД, η 0,7

 

 

Действительный объемный КПД можно найти из выражения

 

 

 

η0==0.76

 

Вычислив η0, определяется рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточнятся расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак

 

ΔQПК = qnη0 – z(QЦ1 + ΔQЦ) –ΔQ зол.

 

ΔQПК = 0.016·950·0.76 – 1·(9.6 + 0.02) –0.04=2 л/мин.

 

3.1 Расчет диаметра трубопровода  и скорости движения жидкости

 

Находим внутренний диаметр труб, с помощью которых соединяются гидроаппараты. Для этого зададимся скоростью движения жидкости согласно требованиям ГОСТ 16516-80. Стандартные значения внутреннего диаметра труб: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

 

 

 

Найденное значение диаметра dТ округляется до ближайшего стандартного.

 

dТ==0,008 м.

 

Уточнив значение dТ, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах

 

 

 

υрж1==3,18 м/с.

 

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, переходят к выбору гидроаппаратуры.

 

 

4. Выбор гидроаппаратуры

 

Согласно выбранной схемы гидропривода, а, также учитывая значения расходов и давлений, производят подбор гидроаппаратуры. Для разработанной гидросхемы необходимо выбрать предохранительный клапан, распределитель, дроссель и фильтр. Все данные по выбранной аппаратуре сводятся в таблицу 4.1.

 

Таблица 4.1 Характеристики выбранной гидроаппаратурыГидроаппаратура Тип 

Расход, м3/с Давление, МПа Перепад давлений, МПа

Гидрораспределитель Г74-12 0,0003 0,3-8 0,2

Предохранительный клапан Г52-12 0,0000167-0,0003 0,2-5 0,4

Дроссель Г77-14 0,0000117 До 5 -

Филитр 0,08 Г41-13 0,0003 6,4 0,2

 

 

Описание дросселя типа Г77-14

 

Гидродроссель - гидроаппарат управления расходом, предназначенный для создания сопротивления потоку рабочей среды.

 

В машинах лесной промышленности основное применение находят нелинейные дроссели. Изменение перепада давления, а, следовательно, и изменение расхода жидкости в нелинейных гидродросселях достигается либо изменением площади проходного сечения - щелевые, крановые, золотниковые дроссели, либо числа местных сопротивлений - пластинчатые дроссели.

 

Режим движения в нелинейных дросселях пропорционально квадрату скорости жидкости, поэтому их называют также квадратичным. Потери на трение в квадратичных дросселях практически отсутствуют, благодаря чему расход через дроссель не зависит от вязкости жидкости, и, следовательно, характеристика дросселя остаётся стабильной в широком диапазоне эксплутационных температур рабочей жидкости. На рисунке показан дроссель типа Г77-1.

 

Рабочая жидкость подводится в одно из отверстий 3 в корпусе 4, далее через отверстие 5 поступает в центральный канал 6 запорно-регулирующего элемента (пробки) 7, опускается вниз и выходит из дросселя через щель 8 в запорно-регулирующем элементе 7.

 

 

 

Рисунок 4.1 Дроссель типа Г77-1

 

Описание предохранительного клапана типа Г52-12

 

Гидроклапаном называется гидроаппарат, в котором размеры рабочего проходного сечения изменяются от воздействия потока проходящей рабочей среды.

 

Классификация гидроклапанов производится по их назначению в гидросистеме и по воздействию потока рабочей жидкости на запорно-регулирующий элемент.

 

По назначению в гидросистеме различают:

 

- гидроклапаны давления – регулирующие гидроаппараты, предназначенные для управления давлением рабочей среды (напорные, редукционные, разности давления, соотношения давления в подводимом и отводимом потоках рабочей жидкости);

 

- гидроклапаны, управляющие потоком рабочей жидкости (обратные гидроклапаны, гидрозамки, делители и сумматоры потоков, гидроклапаны последовательности и др.)

 

По воздействию потока рабочей жидкости на запорно-регулирующий элемент гидроклапаны делятся на клапаны прямого и непрямого действия.

 

В гидроклапанах прямого действия размеры рабочего проходного сечения изменяются в результате непосредственного воздействия потока рабочей среды на запорно-регулирующий элемент. В гидроклапанах непрямого действия размеры рабочего проходного сечения изменяются основным запорно-регулирующим элементом в результате воздействия потока рабочей среды на вспомогательный запорно-регулирующий элемент. На рисунке 4.2 показан предохранительный клапан типа Г52-2. Он состоит из корпуса 1, крышки 4, золотника основного запорно-регулирующего элемента 7 в виде шарикового клапана, нерегулируемой пружины 3 и регулируемой винтом 5 пружины 6. Полость высокого давления А соединена с полостями Б и В капиллярным каналом 9. Если при работе машины давление в гидросистеме не превышает давления, на которое настроена пружина 6 шарикового клапана 7, то клапан закрыт. В полостях А, Б и В устанавливается одинаковое давление, золотник 2 основного запорно-регулирующего элемента находится в равновесии и под воздействием усилия нерегулируемой пружины 3 занимает крайнее нижнее положение (как показано на рис. 4.2). При этом полость высокого давления А отделена от полости слива С. Если усилие на шарик от давления в полости Б больше, чем усилие, на которое настроена пружина 6, то шарик отжимается от седла клапана и рабочая жидкость а небольшом количестве из полости через отверстие 8 в крышке 4 и корпусе 1 начинает поступать в полость слива С.