Выбор и расчет гидросхемы

 

5.4 Расчет диаметра трубопровода 

 

Диаметр условного прохода  определяется выражением [7, стр. 16]:

                                         (10)

Найденное значение диаметра d_Т округляем до ближайшего стандартного в большую строну согласно ГОСТ 16516-80, т.е. d_Т = 12 мм.

Рассчитываем толщину  стенки трубопровода:

                                        (11)

Выбираем трубу по ГОСТ 8734-75: S=12х1.

По диаметру условного  прохода и давлению определяем конкретные марки управляющей и предохранительной  аппаратуры.

Согласно схеме гидропривода рис.2 используем следующие виды гидроаппаратуры:

 

5.5 Выбор предохранительного клапана

Золотник напорный предназначен для обеспечения последовательной работы исполнительных механизмов, а  так же для предохранения гидросистем от перегрузки давлением. Применяется в гидросистемах станков, прессов. Настройка золотника на необходимую величину давления осуществляется регулировочным винтом. Напорные золотники имеют четыре отверстия: два – для пропуска основного потока масла, одно - для дистанционного управления и одно – для слива утечек.

Предохранительный клапан ПГ54-32М [6, стр. 97] (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7.

Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии P и A.

Выбираем, исходя из Рном = 9.8 МПа = 100 кгс/см², золотник напорный БГ 54 – 32М (рис. 4).

                 

Рисунок 4 - Золотник напорный БГ 54 – 32М

В таблице 3 приведены технические  данные золотника напорного БГ 54-32М.

Таблица 3  - Технические  характеристики  золотника напорного  БГ 54 – 32М

Присоединение	стыковое
Номинальное давление	6,3 Мн/м2
Наименьшее рекомендуемое  давление	0,6Мн/м2
Изменение давления при изменении  расхода от номинального до расхода не превышающего 0,5 л/мин	0,6 Мн/м2
Условный проход	10 мм
Номинальный расход масла	32 л/мин

окончание таблицы 3

Наименьший рекомендуемый  расход	1 л/мин
Внутренняя утечка масла  по зазорам золотника при номинальном  давлении	15 см3/мин
Номинальный перепд давления	0.2 МПа
Температура рабочей жидкости	+10…700 С
Вязкость	10·10-6 - 200·10-6 м2/сек
Управление	ручное

5.6 Выбор гидрораспределителя

Гидрораспределитель типа ВММ10.44 по ГОСТ 24697-81 [6, стр. 145] (рис.5) имеет чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

Таблица 4 - Технические характеристики гидрораспределителя типа ВММ10.44

Номинальное давление	32 Мн/м2
Номинальный расход по графику	33 л/мин
Перепад давления	0,22 МПа
Вес	8,5кг

Рисунок 5- Распределитель типа ВММ10.44

 

5.7 Выбор дросселя

Дроссели предназначены  для регулирования скорости перемещения  рабочих органов прессов и  других машин путем изменения  величины

расхода рабочей жидкости.

Величина рабочей щели дросселя при регулировании расхода  масла изменяется перемещением дроссельного золотника вдоль его оси. Перемещение  осуществляется поворотом рукоятки. Полный угол, на который поворачивается рукоятка при регулировании расхода  от наименьшего рекомендуемого до номинального, составляет 300°.

Дроссели имеют 3 отверстия: 2 – для подвода и отвода основного  потока масла и одно – для слива  утечек. Уплотнение стыковой полости  осуществляется резиновыми кольцами по

ГОСТ 9833-61. Дроссели резьбового присоединения крепятся к плите  или станине двумя винтами  по ГОСТ 11738-66.

Выбираем дроссель Г77 – 32 [6, стр. 182] (рис. 6).

Рисунок 6-Дроссель типа Г77 – 32

Технические данные приведены  в таблице 5.

Таблица 5 - Технические характеристики дросселя типа Г77 – 32

Номинальное давление	10 Мн/м2
Перепад давления при нормальном расходе	250 кПа
Условный проход	12 мм
Номинальный расход масла	20 л/мин=0.33·10-3м3/сек

окончание таблицы 5

Наименьший рекомендуемый  расход	0.25 л/мин=4.1·10-6м3/сек
Вязкость	10·10-6 - 200·10-6 м2/сек
Масса	2,44кг

5.8  Выбор фильтра

Фильтр щелевой 40-80-1 ГОСТ 21329-75 [6, стр. 194] имеет фильтрующий пакет, состоящий из набора основных 8 и промежуточных 9 пластин. Фильтр по конструкции состоит из стакана 1, крышки 2, оси 3, стойки 10 с закрепленными на ней скребками 11, рукоятки 4, уплотнений 5, 6 и пробки 7, служащей для слива загрязнений. Из отверстия I крышки масло проходит через щели между платинами 8 и отводится в гидросистему через отверстие II. При повороте фильтрующего пакета рукояткой 4 скребки 11 прочищают щели между основными пластинами. Очистку фильтрующего пакета не рекомендуется выполнять во время работы гидропривода.

Таблица 6 - Технические характеристики фильтра  40-80-1

Номинальная тонкость фильтрации	80 мкм=80·10-6 м
Номинальная пропускная способность	20 л/мин
Перепад давления	0.1 МПа
Масса	3.7 кг

 

6. Определение потерь давления при движении рабочей жидкости

Потери давления при движении рабочей жидкости от насоса до гидроцилиндра  определяются по формуле [7, стр. 22]:

При питании гидроцилиндра 3:

Δр₃= Δр₁+ Δр₂;МПа

где: Δр₁-потери давления от трения при движении жидкости по трубопроводу;

Δр₂-местные потери при движении жидкости через гидрораспределитель.

Для определения потерь давления на трение определим режим течения  жидкости по трубопроводу, а для  этого рассчитаем число Re:

                                                 (12)

 

Поскольку Re₁ и Re₂ меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

                                                         (13)

Определив коэффициенты гидравлического  трения λ, находим перепады давлений в трубах:

                                 (14)

где ρ - плотность рабочей жидкости, для И-30 ρ = 920 кг/м³

                                              (14)

Потери давления на трение при движении жидкости по трубопроводу при ламинарном режиме течения:

Δр₁=0,28 МПа

Определяем местные потери давления при движении жидкости через  гидрораспределитель 2 (рис.2) по номограмме:

Δр₂=0,05 МПа

Тогда потери давления при  питании гидроцилиндра 3:

Δр₃= 0,28+ 0,05=0,33МПа

Определим потери давления при питании гидроцилиндра 5:

Δр₅= Δр₁+ Δр₂+ Δр₃;МПа

где Δр₁=0,28 МПа – потери давления на трение при движении жидкости по трубопроводу(так же как и в первом случае)

 Δр₂=0,05 МПа – местные потери давления при движении жидкости через гидрораспределитель 2 (рис.2)

Δр₃=0,15 МПа – местные потери давления при движении жидкости через клапан 7 (рис.2)

Тогда:

Δр₅= 0,28+ 0,05+ 0,15=0,48МПа

Таким образом давление в гидроцилиндре 3:

Р_Г3=Р_Н- Δр₃;МПа

Р_Г3=3,2- 0,33=2,87МПа

а давление в гидроцилиндре 5:

Р_Г5=Р_Н- Δр₅;МПа

Р_Г5=3,2- 0,48=2,72МПа

Из полученного выражения  видно что гидроцилиндры развивают  необходимые усилия оговоренные исходными данными.

Расчет объема гидробака.

_{Так как  производительность лопастного насоса Г12-32М  составляет 21,2л/мин то объем гидробака 6 рассчитывается по формуле:}

_V=3-5*Q

                                  _{V=3*21.2~63.6 ~ 65л}

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В курсовой работе была произведена  разработка гидравлической схемы для установки для подачи заготовок на токарный полуавтомат.

После проведения расчетов была выбрана наиболее подходящая марка  минерального масла, произведен расчет и выбор гидравлических цилиндров. На основании проведенных расчетов бала подобрана гидравлическая аппаратура. На заключающем этапе работы проведены  проверочные расчеты потерь давления рабочей жидкости, которые подтвердили  что гидроцилиндры развивают необходимые усилия оговоренные исходными данными.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1. Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Боглан Н.В. и др. Гидро- пневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи. - Минск: Высшая школа, 1987. 310 с.

2. Анурьев В.И. Справочник  конструктора-машиностроителя. В  3-х Т. - 5-е изд., перераб. и доп. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980 г. - 559 с.

3. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. - М.: Машиностроение, 1972. - 320 с.

4. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

5. Богданович Л.Б. Гидравлические  механизмы поступательного движения: Схемы и конструкции. - М., Киев: МАШГИЗ, 1958. - 181 с. 

6. Васильченко В.А. Гидравлическое  оборудование мобильных машин:  Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. - 301 с., ил.

7. Чиненова Т.П., Чиненов С.Г. Расчет гидроприводов: Учебное пособие. – ЮурГУ. 1997. - 52 с.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

 

Введение……………………………………………………………..…….....	4
1.Описание принципа работы установки………..……………………………	6
2. Разработка принципиальной схемы гидропривода ………………………	6
3. Расчет исполнительных механизмов ………………………………….…..	8
4. Определения давления в гидросистеме ……………………………….......	9
5. Выбор элементов гидропривода...………….........................................……	10
6. Определение потерь давления при движении рабочей жидкости ..……..	18
Заключение…………………………………………………………………...	21
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ  СПИСОК……………………………...……….	22