Расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет привода

1. Описание принятой гидросхемы и принципа работы гидропривода

Гидравлическая схема привода установки для свивки стальных канатов представлена на рис. 1. Схема состоит из бака, фильтра, трехпозиционного четырехлинейного распределителя, делителя потока, двух гидроцилиндров, переливного клапана, и нерегулируемого насоса одностороннего действия.

Рис. 1

Принцип работы гидропривода согласно указанной схеме заключается в следующем. Из бака рабочая жидкость (масло) забирается насосом и подается к гидрораспределителю. В нейтральном положении золотника гидрораспределителя при работающем насосе на участке трубопровода между насосом и распределителем начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан и жидкость сливается обратно в бак.

При смене позиции золотника (нижняя позиция на схеме) открываются проходные сечения в гидрораспределителе, и жидкость начинает поступать в полости нагнетания гидродвигателей (поршневые полости гидроцилиндров).

Из штоковой полости гидроцилиндров масло по гидролинии слива проходит через гидрораспределитель и, очищаясь фильтром, попадает на слив в бак.

Заданными величинами являются:

- усилие R, приложенное к штоку поршня;

- ход S поршня;

- длины труб l₁ l₂, с помощью которых соединяются все элементы привода;

- время рабочего t_Р и обратного (холостого) t_Х хода поршня;

Исходные данные:

R = 35 кН l1 = 1.2 м l4 = 0.87 м

S = 630 мм l2 = 1.22 м Pн = 6,3 МПа

tр = 3.2 сек l3 = 1.22 м

2. Расчет основных параметров гидропривода

Определение давлений в полостях нагнетания и слива и определение диаметра поршня силового гидроцилиндра

Уравнения давлений P₁ и P₂ запишем в виде:

P₁ = P_H - ДP_{зол 1} - ДP₂

P₂ = ДP_{зол 2} + ДP₂ + ДP_ДР + ДP_Ф

где P₁ - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа;

P₂ - давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа;

P_Н - давление, развиваемое насосом, МПа;

ДP_{зол 1} и ДP_{зол 2} - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

ДP₁ и ДP₂ - перепады давлений в трубах l₁ и l₂, МПа;

ДP_Ф - перепад давления на фильтре, МПа; T - сила трения, приложенная к поршню.

В зависимости от величины полезного усилии R примем рабочее давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом P_Н будет равно 6,3 МПа. Перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом:

ДP_{зол 1} = ДP_{зол 2} = 0,2 МПа;

ДP_ДР = 0,3 МПа;

ДP_Ф = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ДP_{зол 1} = ДP_{зол 2} = 0,2 МПа. Тогда P₁ и P₂ будут равны:

P₁ = 6,3 - 0,2 - 0,2 = 5,9 МПа;

P₂ = 0,3 + 0,2 + 0,1 + 0,2 = 0,8 МПа;

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре. Ее можно определить по формуле

T = (0,02…0,1) R = 0,08 · 35 = 2,8 кН.

Определение диаметра поршня силового цилиндра

Из формулы для расчета усилия на штоках R, определим площадь поршня со стороны штоковой полости, м²

где F₁ - площадь поршня со стороны поршневой полости, м²;

P₁ - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа;

R - усилие на штоках, кН;

- (0,9-0,98) коэффициент, учитывающий потери на трение и скорости перемещения поршня

6,3*10^-3=6300

Определяем диаметр поршня D, его можно найти выразив из формулы нахождения площади поршня со стороны поршневой полости 

м, округляем до ближайшего большего значения, значит D = 0,09 м

Выбор гидроцилиндра

Принимаем стандартный диаметр цилиндра D = 90 мм. По справочнику [Свешников.В.К с. 90] выбираем гидроцилиндры общего назначения по ОСТ 2 ГЦО 3-100*50*630 с номинальным давлением P* = 16 МПа. (рис. 2)

Рис. 2. Поршневой гидроцилиндр двухстороннего действия по ОСТ 2 Г29-1-77

Габаритные и присоединительные размеры выбранных гидроцилиндров, мм выбираем по справочнику [Свешников.В.К. с. 96, табл. 3.31]

Поскольку ход штока S = 7D, то его на продольный изгиб можно не проверять.

Посчитаем площадь поршня в поршневой и штоковой полости:

Существует отношение , из которого можно определить d

; ; м

Расчет диаметра трубопровода и скорости движения жидкости

Определение расхода рабочей жидкости и выбор насоса

Определяем расход жидкости, поступающий в поршневую полость каждого силового гидроцилиндра

(скорость прямого хода)

= 72 л/мин

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

Q_H = (Q_Ц1 + ДQ_Ц)· z + ДQ _зол + ДQ_ПК,

где ДQ_Ц - утечки жидкости в силовом цилиндре;

ДQ_зол - утечки в золотнике;

ДQ_ПК - утечки через предохранительный клапан;

z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ДQ_Ц для диаметра цилиндра (D=90 мм) равны 0,056 л/мин

Утечки через предохранительный клапан примем ДQ_ПК = 0,1Q_Н. Подача насоса

Утечки ДQ_зол при давлении P=6,3 МПа, при диаметре условного прохода 21 мм равен 250 см³/мин.=0,25 л/мин

л/мин

Найдем х₂ - скорость поршня при холостом ходе

м/с

Тогда время холостого хода

сек

Определим рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса;

з₀ - объемный КПД насоса,

119см3

Выбираем по рассчитанным параметрам пластинчатый нерегулирируемый насос одностороннего действия с рабочим объемом 125 см³, номинальной подачей 125 л/мин, номинальным давлением 6,3 МПа и объемным КПД з₀* = 0,87 (рис. 3).

Устройство однопоточного насоса на Р= 16МПа В корпусе 1 и крышке 2 установлен рабочий комплект, состоящий из статора 3, ротора 4, пластины 5, диска с шейкой 6, диска плоского 7. Вал 8 свободно вращается в подшипнике качения 9. В крышке расположено всасывающее отверстие Б, в корпусе - нагнетательное В.

Уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в бак

гидропривод силовой поршень трубопровод

ДQ_ПК = qnз₀ - 2 (Q_Ц1 + ДQ_Ц) - ДQ _зол = 125·10^-3·960·0,87 - 2 (37,2+0,056) - 0,25= =29,6 л/мин.

Подбор гидроаппаратуры

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать гидроцилиндры, переливной клапан, трехпозиционный четырехлинейный гидрораспределитель, регулируемый дроссель, делитель потока и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу Q_Н (не ниже 125 л/мин) и давлению P (не ниже 6,3 МПа). Все данные по выбранной аппаратуре представлены в табл. ниже

Описание выбранной гидроаппаратуры

Трех позиционный четырехлинейный распределитель 1Р203 (рис 4)

Основными элементами распределителя являются: корпус -1, один или два электромагнита- 2 золотник -3 и одна или две возвратные пружины -4.

При отсутствии управляющего сигнала золотник -3 удерживается пружинами -4 в среднем или в исходном положении (кроме импульсного золотника). Переключение золотника -3 осуществляется от заполненного маслом магнита -2

Рис. 4. Распределитель1Р203

Переливной клапан Г54-34М (рис5) состоит из: 1 - коробка гидравлическая; 2 - седло; 3 - клапан; 4 - корпус; 5 - пружина; 6 - шток; 7 - переводник.

Рис. 5. Пелеливной клапан Г54-34М

Делитель потока VDF-100

Делители / сумматоры потока VDF-38, VDF-12, VDF-34, VDF-100 дроссельного типа предназначены для синхронизации движений двух рабочих органов (в большинстве случаев гидроцилиндров). Деление потока 50 / 50%. Под синхронным движением гидравлических двигателей понимают такое движение, при котором изменение условий работы на одном из двигателей вызывает одинаковую реакцию обоих двигателей. Например, если по каким-либо причинам скорость одного из двигателей уменьшится, то уменьшится и скорость движения другого, и наоборот.

Гидроцилиндр ГЦО3-100-50-630

(Рис. 7.).Его основными элементами являются гильза 2, поршень 3, шток 4 и крышки 1 и 5. Подвод и отвод рабочей жидкости осуществляется по каналам А и Б, к которым подсоединяются трубопроводы. Если подать жидкость по каналу А, то она, воздействуя на поршень 3, сместит его со штоком вправо. Для герметизации внутренних полостей гидроцилиндров устанавливаются уплотнения 7 и 10. Для предотвращения попадания внутрь цилиндра грязи при его работе в крышке 5 устанавливается уплотнение - грязесъемник 6. Крепится такой цилиндр на кронштейнах 9 и 11 с помощью установочных полуколец 8 и гайки12.

Рис. 7. Гидроцилиндр ГЦО3-100-50-630

Список литературы

1. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. - 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1988. - 512 с.: ил.

2. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмопривода: Учебник. - М.: Машиностроение, 1991. - 384 с., ил.

Размещено на Allbest.ru