Потери давления в местных сопротивлениях в сливной линии:
Δрм » 0,81 Q 2 r z / dт 4 , где коэффициент z = 0,15 . 9 + 0,3 . 5 = 2,85
определяется числом присоединений к гидроаппаратам и числом изгибов труб
Δрм » 0,81 . 0,00018842 . 890 . 2,85 / 0,0124 = 3517 Па.
Расчет потерь давления в трубах и местных сопротивлениях подтверждает сделанное в методике расчета замечание о возможности исключения из формулы (10.9) этих параметров.
Давление p2 в сливной гидролинии
p2 = 1200000 + 46275 + 3517 =12266564Па = 1, 25МПа.
2. Равнодействующая сила R
R = (Fн + Fв) kт , где Fн = G f = 8000 . 0,12 = 960 Н;
R = (960 + 2000) 1,1 = 3256 Н.
3. Расчет диаметров D и d , поршня и штока
Площадь S1 поршня из уравнения (10.14)
S1 = R / ( p1 – 0,75 р2 ) = 3256 / ( 3560000 – 0,75 . 1250000 ) = 0,00124 м 2 .
Диаметр поршня
D = (4 S1 /p ) 0,5 = ( 4 . 0 ,00124 / 3,14 ) 0,5 = 0,0397м .
Принимаем диаметр поршня D .= 80 мм , диаметр штока d = 40 мм .
4. Расчет трения в уплотнениях поршня и штока
По диаметрам D и d из справочника [1] выбирается стандартный цилиндр, либо проектируется специальный. Определяются тип, размеры уплотнений поршня и штока, делается расчет сил Fп и Fш .
Выбираем гидроцилиндр 722-80х40х710-УХЛ 4 ОСТ 2 Г25-1-86 с номинальным давлением 6,3 МПа, минимальной скоростью перемещения 0,05 м/мин, уплотнение поршня – три поршневых кольца шириной 4 мм, уплотнение штока – шевронные резинотканевые шириной
bш =14.5 + 4.75 .3 = 28,75 мм.
|
|
|
Трение в уплотнениях поршня
Fп = p D fп bп ( p1 + к pк ) = 3,14 . 0,08 . 0,12 . 0,012 (3,56 .106 + +3. 0,08 .106 ) = 1374 Н.
Трение в уплотнениях штока
Fш= p d fш bш ( p2 + к pк) = 3,14. 0,04 . 0,12 . 0,029 ( 1,25. . 106 + +5 .0,1.106 ) = =765 Н.
5. Уточнение значений давлений и площади поршня
Расходы масла, потребляемого цилиндром при движении вправо со скоростью uРП
QРП = S1 uРП = ( 3,14 . 0,082 ) / 4 . 0,6/60 = 5 .10-5 м3 / с = 3 л/мин .
Фактическое значение Re.
Re = 4 Q / ( p dт n ) = 4 . 5 .10 -5 / ( 3,14 . 0,012 . 20.10–6 ) = 265< 1000 .
Коэффициент гидравлического трения:
l = 75/ Re= 75 / 265 = 0,283;
Δрт » 0,81 Q 2 r l l / dт 5 = 0,81 . 0,00005 2 . 890 . 0,283. 5 / 0,012 5 =
= 12298 Па ;
Δрм » 0,81 Q 2 r z / dт 4 , где коэффициент z = 0,15 . 7 + 0,3 . 4 = 2,25
определяется числом присоединений к гидроаппаратам и числом изгибов труб:
Δрм » 0,81 . 0,000052 . 890 . 2,25 / 0,0124 = 195 Па ;
. åΔрн = 400000 + 12298+ 195 = 412493Па = 0, 413 МПа.
Небольшое уменьшение потерь давления в напорной линии по сравнению с рассчитанными ранее в конечном счете может привести к незначительному уменьшению диаметра поршня цилиндра.
|
|
|
6. Уточнение диаметра трубопровода
По максимальному значению расхода QБВ уточняется внутренний диаметр dт труб, мм. В сливной линии:
Q БВ = S2 uБВ = 3,14 (0,082 – 0,042 ) / 4 . 10/60 = 0,000618 м3/с = 37,7 л/мин,
dс = ( Q БВ / 0,785 Uс )0,5 .= ( 0,000618 / 0,785 . 2)0,5 = 0,0199 м;
в напорной линии: dн= ( Q БВ / 0,785 Uн ) 0,5 = ( 0,000618 /0,785 . 3,2 ) 0,5 =
= 0,0157 мм.
По результатам расчета диаметров dс и dн можно сделать вывод о необходимости увеличения диаметров напорного и сливного трубопроводов.
7. Рекомендации по использованию насосного агрегата
Максимальный расход в цилиндр равен 37,7 л / мин, а производительность насосов – 53 л / мин. Привод подачи работает последовательно с остальными. Поэтому подключение гидроцилиндра привода подачи стола к существующей насосной станции возможно.
ПРИВОДЫ С ГИДРОМОТОРАМИ
К известным параметрам привода, рассмотренным в п. 10.1, добавляются диаметр dв ходового винта, шаг ходового винта tв и угол винтовой линии tgj = tв / (2 dв) Требуется выбрать гидромотор, рассчитать редуктор и статические параметры привода. Передаточное отношение редуктора iр На принципиальной схеме (рис. 10.3) рабочий орган РО перемещается с помощью гидромотора ГМ, редуктора Р и винтовой передачи.
|
|
|
1. Расчет крутящего момента на валу гидромотора
Предположим, что цикл работы объекта соответствует рис. 10.1,б. Крутящий момент на валу гидромотора М , Нм,
М = R dв tgj iр / ( 2 hв ), (10.21)
где R = Fн+ Fв + Fи; трение в направляющих Fн и сила инерции Fи определяются по формулам, приведенным в разделе 1; hв = tgj / tg( j + r ) - КПД винтовой передачи, r = 6…8о - угол трения. Передаточное отношение редуктора можно принять iр = 1.
Рис. 10.3
По расcчитанному значению M из справочника [1] выбирается гидромотор типа Г15-2 с ближайшей большей номинальной величиной крутящего момента M , а также параметры, необходимые для дальнейшего расчета: V0 – рабочий объем, м3 ; nн и nм – номинальная и максимальная частоты вращения, с-1; hм– механический КПД, определяющий все потери мощности в гидромоторе, кроме объемных. Коэффициент полезного действия этих моторов имеет максимальное значение на частотах 500…600 об/мин. Номинальная частота гидромоторов составляет 960 об/мин или 16 с-1, максимальная – 1300…2100 об/мин, минимальная пмин = 20…80 об/мин в зависимости от размеров гидромотора. При работе гидромоторов с частотой п больше номинальной перепад давлений на нем должен быть уменьшен с таким расчетом, чтобы мощность не превышала номинальную.
|
|
|
2. Расчет передаточного отношения редуктора
В приводах подач автоматизированного ТО, с целью повышения устойчивости привода, минимальную расчетную частоту вращения вала гидромотора желательно выбирать больше ее минимального паспортного
значения, а середину расчетного диапазона скоростей смещать к частотам 500…600 об/мин. Для этого рассчитывается наибольший диапазон скоростей РО Du =uБВ /uРП или Du = uБН / uРП и сравнивается с диапазоном DГМ частот гидромотора DГМ = пм / п мин. Если Du > DГМ , то либо уменьшается Du , либо проектируется коробка скоростей. Если Du < DГМ – проектируется редуктор, для чего определяют расчетные значения максимальной пmax и минимальной пminчастот вала гидромотора при условии i = 1 :
пmax = uБН(БВ) / tв , (10.22)
пmin = uРП / tв.
Рис. 10.4
Для облегчения выбора передаточного отношения редуктора можно построить график частот (рис. 10.4). В качестве примера выбран диапазон скоростей РО равным D u = 10 м/мин / 0,4 м/мин = 25, а диапазон частот гидромотора DГМ = 2000 об/мин / 40 об/мин = 50. При шаге ходового винта tв = 16 мм максимальная и минимальная частоты его вращения составят соответственно 625 об/мин и 25 об/мин. Минимальная частота 25 об/мин ниже минимальной паспортной частоты вращения вала гидромотора 40 об/мин. Поэтому между РО и гидромотором необходимо установить редуктор. Его передаточное отношение iр = 1 / j4 выбрано из соображений, изложенных выше.
3. Расчет давления p1 в напорной линии
Выбор редуктора позволяет уточнить значение крутящего момента на валу гидромотора по формуле (10.21) и рассчитать фактическое давление p1 в напорной линии гидромотора :
p1 = p2 + 2p М / (V0 hм ) , (10.23)
где давление p2 в сливной линии гидромотора рассчитывается по формуле (10.9). Для расчета потерь давлений в сливной линии рассчитывается максимальный фактический расход Qmax гидромотора Qmax = V0 nmax .
При расчете суммарного расхода в гидромотор и другие одновременно работающие гидродвигатели (по циклограмме работы ТО) можно воспользоваться рекомендациями, изложенными в п. 10.1 и условиями (10.19), (10.20).
ПРИМЕР 2
Гидромотор приводит в движение стол станка весом 2 кН со скоростями uБВ = uБН = 15 м/мин и uРП = 0,5 м/мин. На столе закреплена обрабатываемая деталь. Горизонтальная составляющая силы резания Fв = 2 кН. Диаметр труб в модернизируемой гидросистеме dт = 12 мм. Циклограмма работы соответствует рис. 10.1, б. В циклограмме работы станка привод подачи работает последовательно. Производительность насосного агрегата, состоящего из двухпоточного насоса составляет 35 и 18 л/мин. Диаметр ходового винта dв = 60 мм, шаг ходового винта tв = 16 мм, угол винтовой линии tgj = tв / (2 dв) = 0,133 Требуется выбрать гидромотор, редуктор, рассчитать статические параметры привода.
1. Расчет крутящего момента на валу гидромотора
Трение в направляющих:
Fн= fн.G = 0,12. 2000 = 240 Н.
Равнодействующая сила:
R = (Fн + Fв ) kт = (240 + 2000)1,12 = 2688 Н.
КПД винтовой передачи:
hв = tgj / tg( j + r ) = 0,133 / tg( 7,6 + 7 ) = 0,51.
Крутящий момент на валу гидромотора:
М = R . dв . tgj iр / ( 2 hв ) = 2688. 0,06 . 0,133 . 1 / (2 . 0,51) = 21,056 Нм.
2. Выбор параметров гидромотора
По расcчитанному значению M из справочника [1] выбирается гидромотор типа Г15-23Р. Номинальная величина крутящего момента M = 34 Нм, V0 = 40 см3 , nн = 960 об/мин, nм = 1800 об/мин, пмин = 40 об/мин, полный КПД hм= 0,9.
3.Расчет передаточного отношения редуктора
Наибольший диапазон скоростей РО Du =uБВ /uРП = 15 / 0,5 =30, диапазон частот гидромотора DГМ = пм / п мин= 1800 / 40 = 45. Частоты вращения вала гидромотора:
пmax = uБВ / tв = 15 / 0,016 = 947,5 об/мин,
nmin = uРП / tв = 0,5 / 0.016 = 31,25 об/мин .
Выбирать редуктор нецелесообразно, поскольку разность минимальной расчетной и паспортной частот незначительна. Гидромотор выбран с большим запасом по крутящему моменту, поэтому на частоте 31,25 об/мин требуемый крутящий момент будет обеспечен.
4. Расчет давлений p1 и p2
Предположим, что в напорной и сливной линиях установлены такие же гидроаппараты как в гидросистеме, изображенной на рис. 10.2. Давление p2 равно сумме потерь давлений åΔрс в сливной гидролинии:
p2 = åΔрс= Δра + Δрт + Δрм.
Δра -сумма потерь давлений в гидроаппаратах:
Δра= p2 = 0,1 + 1,2 + 0,1 + 0,1 = 1,5 МПа.
Фактическое давление p1 в напорной линии гидромотора:
p1= p2 + 2p М / (V0 hм ) = 1500000 + 2. 3,14 . 21,056 / (40 . 10-6 .0,9) = 5,35 МПа.
5. Расчет давления ркд настройки напорного клапана
ркд = p1 + åΔрн,
где åΔрн= Δра + Δрт + Δрм , Δра – сумма потерь давлений: в обратном клапане Δрко= 0,2 МПа, фильтре Δрф1 = 0,1 МПа и левой части распределителя ΔрР1= 0,1 МПа.
Δра= 0,2 + 0,1 + 0,1 = 0,4 МПа.
Расход масла через напорный трубопровод при работе гидропривода со скоростью uРП = 0,5 м/мин:
Qmin = V0 . nmin.= 40 . 10-6 . 31,25/60 = 2,08 . 10 -5 м3 / с = 1,25 л/мин.
Re = 4 Q / ( p dт n ) = 4 . 2,08.10 -5 / ( 3,14 . 0,012 . 20.10-6 ) = 110.
Коэффициент гидравлического трения:
l = 75/ Re= 75 / 110 = 0,682.
Сумма потерь давлений в трубах l1 = l2 = 0,5 м, l3 = l4 = 2 м (трубы стальные, жесткие):
Δрт » 0,81Q 2r l l / dт 5= 0,81. 0,0000208 2 . 890 . 0,682. 5 / 0,012 5 = 4274 Па.
Потери давлений в местных сопротивлениях:
Δрм » 0,81 Q 2 r z / dт 4 , где коэффициент z = 0,15 . 7 + 0,3 . 4 = 2,25,
определяются числом присоединений к гидроаппаратам и числом изгибов труб:
Δрм » 0,81 . 0,00002082 . 890 . 2,25 / 0,0124 = 34 Па.
. åΔрн = 400000 + 4274 + 34 = 404308Па = 0,404 МПа.
Давление настройки напорного клапана:
ркд = p1 + åΔрн = 5,35 + 0,404 = 7,7576 МПа.
Расход масла в гидромотор при движении стола с uБВ:
Qmax = V0 . nmax.= 40 . 10 -6 . 947,5/60 = 6,32 . 10 -4 м3 / с = 37,9 л/мин.
Максимальная производительность насосной установки составляет 53 л/мин. Подключение гидромотора к насосной станции возможно.
Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 140; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!