‡ ¯¨áª .doc

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлена: 01.01.2022

Просмотров: 727

Скачиваний: 3

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

СОДЕРЖАНИЕ

ВСТУП

1 Схема гідроприводу та опис її роботи в режимах

1.2 Робочий хід

1.2.3 Режим перевантаження

Дросель Др призначений для регулювання швидкості руху гідроциліндра та для регулювання плавності його ходу.

2 РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ І ВИБІР ГІДРОДВИГУНА

2.1 Розрахунок гідроциліндру

2.2 Технічна характеристика гідроциліндру

3 РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ І ВИБІР ГІДРОНАСОСА

3.1 Вибір насосу

3.2 Технічна характеристика насосу

4 РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ І ВИБІР ГІДРОАГРЕГАТІВ, ЩО ВХОДЯТЬ ДО СКЛАДУ ВК

4.1 Вибір гідророзподільника

4.1.2 Технічна характеристика гідро розподільників

4.2 Вибір дроселя

4.2.1 Вибір і опис дроселя

4.2.2 Технічна характеристика дроселя.

4.3 Вибір запобіжного клапана

4.3.1.1 Технічна характеристика запобіжного клапана.

4.4 Вибір зворотного клапана.

5 РОЗРАХУНОК ВТРАТ тиску в гідролініях та підбір гідроліній

5.1 Розрахунок втрат тиску в гідролініях

5.1.1 Визначення площі поперечнього перерізу гідролінії і

велечини стандартного діаметру

5.1.2 Визначення режиму течії в гідролінії

5.1.3 Визначення марки мастила

5.1.3 Визначення коефіцієнту втрат тиску

5.1.4 Визначення шляхових втрат

5.1.5 Визначення втрат тиску

Перед вибором насоса знайдемо тиск з урахуваннян усіх втрат в гідроприводі:

Висновок

Перелік посилань

4 РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ І ВИБІР ГІДРОАГРЕГАТІВ, ЩО ВХОДЯТЬ ДО СКЛАДУ ВК

4.1 Вибір гідророзподільника

Гідророзподільники призначені для зміни чи напрямку пуску і зупинки потоку робочої рідини в двох чи більше лініях у залежності від наявності зовнішнього керуючого впливу. Вони дозволяють реверсувати рух робочих органів, зупиняти робочі органи (трьохпозиційні розподільники), а також виконувати інші операції відповідно до гідросхеми розподільника. Запірно-регулюючий елемент виконується у виді золотника з осьовим рухом чи з поворотним рухом крана (рис. 4.1). У положенні золотника розподільника ГР, показаному на рисунку, основний потік робочої рідини з напірної лінії Р по лінії А надходить у штокову порожнину гідродвигуна ГД, а з поршневої порожнини витісняється через лінію В і розподільник у зливну лінію Т. Після переключення розподільника вправо (чи повороту ручки на 45°) напрямок потоку реверсується, у результаті чого змінюється напрямок руху робочого органа. Трьохпозиційні розподільники мають додатково середню позицію, у якій можлива зупинка ГД.

Рис. 4.1. Двохпозиційний гідророзподільник.


Направляючі апарати повинні мати малі витоки, незначні втрати тиску при протіканні через них потоку робочої рідини, мінімальні зусилля для переміщення золотника (чи крана), а також можливість одержання ненаголошеного реверса руху робочого органа при обмеженому часі переключення. Переміщення золотника в корпусі можливо лише при наявності діаметрального зазору між цими деталями, по якому можливі витоки робочої рідини між порожнинами. Для зниження необхідно зменшувати , однак технологічно забезпечити < 10 мкм важко; крім того, при малих зазорах знижується надійність роботи, тому що деформації корпуса можуть викликати заклинювання золотника. Для зниження витоків доцільно також зменшувати діаметр золотника і збільшувати довжину пасків, що ущільнюють, що приводить до небажаного збільшення втрат тиску і ходу золотника. Таким чином, конструктору приходиться вибирати розумний компроміс.

Осьове зусилля, необхідне для переміщення золотника, залежить від робочого тиску, розмірів золотника, а також правильності геометричної форми золотника й отвору в корпусі. Тертя в золотниковій парі залежить від часу перебування золотника в спокої під тиском. Установлено, що після витримки розподільника з золотником = 25 мм, що має два ущільнюючих паски = 4 мм під тиском 20 МПа протягом 1 ч на стенді, захищеному від вібрації, зусилля, необхідне для травлення золотника, перевищувало 500 Н. Після витримки під тиском і відключення насоса зусилля залишалось приблизно таким же. Тертя золотника при наявності робочого тиску виникає внаслідок нерівномірного розподілу тиску в зазорі, що створює неврівноважене радіальне зусилля. Останнє діє лише на ті паски, що ущільнюють, по яких йде витік робочої рідини, викликаний перепадом тисків. Паски, що мають однаковий тиск по обидва боки, радіальним зусиллям не навантажуються. Однією з причин виникнення зусиль, що защемляють, що залишаються після скидання тиску, є засмічення радіального зазору забруднюючими частками, що знаходяться в робочій рідині. Найбільш простий спосіб зниження неврівноважених радіальних зусиль — прорізі на пасках золотника, що ущільнюють, розвантажувальних канавок шириною і глибиною 0,3-0,5 мм, що вирівнюють тиск у зазорі по колу.


Крім гідростатичних, на золотник діють також осьові гідродинамічні сили (Н) потоку робочої рідини Р0 = , де витрата робочої рідини через робочу крайку золотника, л/хв; — перепад тисків на крайці, МПа. Гідродинамічні сили звичайно діють у напрямку закриття щілини. Для розподільників, застосовуваних у верстатобудуванні, ці зусилля порівняно невеликі, і спеціальних засобів для їхнього зменшення, як правило, не передбачається. Разом з тим, у регулюючій апаратурі компенсація Р0 випадків має велике значення.

При переключенні розподільників можливі гідравлічні удари в системі. Для усунення ударів на робочих крайках золотника виконуються конічні фаски чи дроселюючі прорізи, що забезпечують досить плавну зміну тиску в порожнинах гідродвигуна. Крім того, у розподільниках з гідравлічним і електрогідравлічним керуванням передбачається можливість регулювання швидкості переміщення золотника (час реверса 0,05—3 с). Коли необхідно висока швидкодія, можуть застосовуватися розподільники з електрокеруванням, що спрацьовують за 0,01—0,02с. Оскільки стискальне зусилля і хід електромагніта обмежені, безпосереднє електрокерування застосовується для апаратів з 10 мм; для великих типорозмірів застосовується електрогідравлічне керування.

Розподільники мають п'ятикамерну чи трьохкамерну конструкцію корпуса. В останньому випадку зливна лінія проходить через торцеві порожнини золотника. За даними фірми Herion (ФРН) п'ятикамерна конструкція є кращою, оскільки в цьому випадку золотник краще центрується (зменшуються зношування і небезпек

ка заклинювання); ущільнення штовхальника електромагніта не навантажені тиском, а, отже, знижується сила тертя і знос; відсутні обмеження на тиск у зливальній лінії; істотно знижуються діючі на золотник гідродинамічні сили потоку робочої рідини, виключаються гідравлічні удари при переключенні і збільшується ресурс. Разом з тим, у п'ятикамерній конструкції потрібна дренажна лінія для відводу витоків з торцевих порожнин золотника.


4.1.1 Вибір гідророзподільника

За розрахунковою схемою (Рис.1.1) вибираємо схему виконання гідророзподільників. Далі за номінальною подачею і номінальним тиском вибираємо тип гідро розподільників. Слідуючим кроком є встановлення шифру гідророзподільників:

Розподільник Р1марки ГСКТБ ГА:

РПГС-20/2CE 34 DG5S-8-*C E 0;

Розподільник Р2 марки Rexstoth:

M-2 SEW6 P 3X/ 630 G24 N N13R.

Для подальших розрахунків нам необхідно знати втрати гідророзподільників. Втрати визначають в залежності від типу гідрорзподільника: для розподільника Р1 =1,6Мпа, для розподільника Р2 =0,25 Мпа.


4.1.2 Технічна характеристика гідро розподільників

4.1.2.1 Технічна характеристика гідро розподільника Р1

РПГС-20/2CE 34 DG5S-8-*C E 0

Діаметр умовного переходу, мм, 20.

Витрати мастила, л/хв.

– номінальне  ………………………….250


– максимальне …………………………360.

Максимальний тиск керування для гідро розподільника МПа…………………0,5

Час спрацювання , сек, для апаратів з керуванням …………………….0,05-0,08.

Тиск р, МПа

  • номінальний …………………….32

  • мінімальний ……………………..8

Втрати тиску,МПа..………………….1.6

Хід, мм …………………………………..9

Тяглове зусилля, Н, ……………………..16

Тривалість вмикання…………………….10

(ПВ) %, …………………………………..100

Напруга, В, ………………………………220.

Максимальна кількість включень за годину  7200.

  • Маса, кг, 19.

4.1.2.2 Технічна характеристика гідро розподільника Р2

M-2 SEW6 P 3X/ 630 G24 N N13R.

Діаметр умовного переходу, мм, 20.

Витрати мастила, л/хв.


– максимальне …………………………25.

Максимальний тиск керування, МПа ………………………0,5

Час спрацювання , сек, для апаратів з керуванням ….0,05-0,08.

Тиск р, МПа

  • номінальний …………………….32

  • мінімальний ……………………..8

Втрати тиску,МПа..………………….0.25

Хід, мм …………………………………..5

Тяглове зусилля, Н, ……………………..16

Тривалість вмикання…………………….25

(ПВ) %, …………………………………..100

Напруга, В, ………………………………220.

Максимальна кількість включень за годину  15000.

Маса, кг, 15.

В даному пункті ми вибрали гідрорзподільники РПГС-20/2CE 34 DG5S-8-*C E 0 та M-2 SEW6 P 3X/ 630 G24 N N13R.



4.2 Вибір дроселя

Дроселі дозволяють змінювати витрати робочоі рідини, що проходить через гідролінію. У гідроприводі рідина від нерегульованого насоса через дросель і розподільник надходить у робочу порожнину циліндра, а з протилежної порожнини вливається в бак. Швидкість руху штока циліндра регулюється за допомогою дроселя, що обмежує витрату рідини, що надходить у циліндр, причому рідина, що залишилася, зливається в бак через запобіжний клапан. Останній, настроєний на тиск , достатній для подолання максимально можливого навантаження Р на штоку циліндра. Тому що через клапан постійно проходить частина потоку рідини, насос постійно працює під максимальним тиском незалежно від навантаження Р.

При установці дроселя на виході , а тиск у штоковій порожнині циліндра також залежить від Р, причому (чи зміни напрямку дії навантаження) може перевищувати . При установці дроселя у відгалуженні , що дозволяє знизити енергетичні втрати в гідроприводі (рідина через запобіжний клапан може проходити лише при перевантаженні чи зупинці гідроциліндра на упорі, якщо дросель не пропускає всього потоку рідини,

що нагнітається насосом, при тиску настроювання запобіжного клапана). Однак у цьому випадку також залежить від Р, причому в більшому ступені, тому що з ростом збільшується витрата рідини через дросель і одночасно трохи знижується подача насоса (зростають об'ємні витоки в насосі).

Схема з дроселем па виході забезпечує більш плавний рух робочого органа і може використовуватися в гідроприводах з напрямком дії, що змінюється. Однак при застосуванні цієї схеми зростає небезпека ривків штока циліндра в напрямку подачі в момент запуску гідроприводу в роботу. Максимальна плавність руху при малих швидкостях досягається при застосуванні спеціальних двухщільових дроселів, встановлюваних в обох лініях підключення гідродвигуна.


При виборі схеми установки дроселя варто враховувати, що у варіанті з дроселюванням на вході тиск у циліндрі менше, тому знижується тертя і поліпшуються умови роботи ущільнень; оскільки дроселюється потік, що надходить звичайно у велику (поршневу) порожнину циліндра, полегшується одержання малих подач. Разом з тим, у цьому випадку не завжди вистачає тиску напору для нормальної роботи гідромоторів: тепло, що виділяється при дроселюванні, надходить у гідросистему.

Таким чином, при всіх схемах установки залежить від Р, а може досягати великої величини, що утрудняє одержання малих витрат, тому що для цього приходиться надмірно зменшувати площу fщ прохідного перетину дроселюючої щілини, що приводить до її швидкого засмічення. Взагалі, щілини з площею перетину менше 0,1—0,3 мм2 (за умови, що форма щілини близька до кола, квадрата чи рівностороннього трикутника, тобто має мінімальний периметр) намагаються не робити навіть при гарній фільтрації робочої рідини. Це значить, що при максимальному тиску в гідроприводі РН = 10 МПа мінімальна витрата рідини через дросель складає 0,6 л/хв, тоді як у гідроприводах сучасних верстатів потрібна стабільна підтримка витрат, що на порядок менше зазначеного.

У деяких випадках застосування (наприклад, у дискових пилках для холодного різання) потрібно, щоб швидкість подачі зменшувалася при збільшенні навантаження. Це можна забезпечити шляхом застосування звичайних дроселів. Однак у більшості гідроприводів установлена швидкість руху гідродвигунів повинна бути постійною в широкому діапазоні зміни навантажень на робочих органах, тому перепад тисків на дроселюючій щілині повинний підтримуватися постійним і невеликим ( 0,2—0,3 МПа) для одержання мінімальних витрат при мінімально припустимій площі дроселюючої щілини. Зазначеним умовам задовольняють регулятори витрати (потоку).

4.2.1 Вибір і опис дроселя

Дросель вибираємо в залежності від номінального тиску і подачі:

МПГ 55 – 24.

4.2.2 Технічна характеристика дроселя.

МПГ 55-24 ТУ27 – 2205 – 78

Діаметр умовного проходу, мм, 20.

Витрати масла, л/хв.

– максимальні  100

– мінімальні 0,09.

Робочий тиск

– максимальний  20

– мінімальний  0,3.

Перепад тиску в дроселі, МПа 0,2.

Втрати тиску Pдр МПа 0,25

Маса, кг 8,5.


В данному пункті ми розглянули методику вибору дроселів і зясували, що їх вибір залежать від номінального тиску і номінальної витрати і вибрали дросель МПГ55-24.

4.3 Вибір запобіжного клапана

Клапани тиску поділяються на напірні (запобіжні та переливні), редукційні і клапани різниці тисків. Існують також комбіновані апарати, що виконують функції переливного або редукційного клапанів (в залежності від напряму потоку), редукційного і реле тиску. Запобіжні клапани запобігають дії на гідропривод тиску, що перевищує встановлене значення. Вони діють лише в аварійних випадках на відміну від переливних клапанів, що призначені для підтримання заданого тиску шляхом безперервного зливу робочої рідини під час роботи. В верстатобудуванні централізовано не виготовляються клапани для роботи тільки в аварійному режимі; запобіжні клапани верстатних гідросистем, як правило, працюють в режимі переливних клапанів.


При невеликих витратах робочої рідини і робочих тисках застосовують запобіжні клапани прямої дії. При збільшенні витрати робочої рідини і робочого

тиску різко збільшуються розміри клапана, тому в гідросистемах частіше використовують апарати непрямої дії, в яких невеликий допоміжний клапан керуєпереміщенням переливного золотника, щопідключений до напірної і зливної гідроліній.

Запобіжні клапани повинні підтримувати постійним тиск в якомога більш широкому діапазоні зміни витрат робочої рідини, що проходять через клапан. В динамічних режимах необхідна швидкодія, що виключає виникнення піка тиску при різкому збільшенні витрати. Однак підвищення швидкодії часто викликає втрату стійкості, що супроводжується шумом і коливаннями тиску.

Редукційні клапани служать для створення встановленого постійного тиску в окремих ділянках гідросистеми, зниженого у порівнянні з тиском в напірній гідролінії.

До групи комбінованих апаратів відносяться регулятори тиску для врівноважуючих циліндрів і клапани підсилення зажиму. Перші призначені для підтримання встановленого тиску в лінії відводу незалежно від напряму потоку і є апаратами непрямої дії. Другі аналогічні по функціональному призначенню, алеє апаратами прямої дії і можуть додатково оснащуватися мікровимикачем, що контролює осьове положення золотника в корпусі.

Рис. 3.5. Типові схеми застосування гідроклапанів тиску.

Клапани тиску мають різні виконання по конструкції, типу керування, діаметру умовного проходу, приєднанню і номінальному тиску.

Основні конструктивні виконання: клапани з міжнародними приєднувальни-ми розмірами і клапани типу ПГ.

Більшість клапанів мають ручне керування і лише деякі виконаня запобіжних клапанів мають електричне керування розвантаженням.

Клапани, що застосовуються у верстатобудуванні, мають діаметри умовних проходів 10, 20 і 32 мм. Промисловістю також випускаються апарати з діаметрами умовних проходів 40 і 50 мм.

По номінальному тиску клапани мають виконання на 1; 2,5; 6,3; 10; 20 і 32 МПа.


4.3.1 Вибір запобіжного клапана

Запобіжним клапаном буде служити клапан тиску. Його ми вибираємо за номінальною витратою.

4.3.1.1 Технічна характеристика запобіжного клапана.

Г 54-34М (ТУ2-053-1628-83Е).

Діаметр умовного проходу, мм, 20.

Витрати мастила, л/хв

– номінальні– 125

– мінімальне– 3.

Зміна тиску в діапазоні витрат від мінімального до максимального, МПа, 0,5.

Вимір тиску в діапазоні витрат номінального до q, МПа, не більше при витраті q, в л/хв, від 0,2 до 0,8.

Номінальний перепад тиску, МПа 0,6.

Сумарні втрати, см3/хв., не більше 280.

Тип електромагніту МТ 4202Г.

Маса, кг, 4,6.

В данному пункті ми вибралии запобіжний клапан Г54-34 М.


4.4 Вибір зворотного клапана.

Зворотні клапани призначені для вільного пропущення робочої рідини в одному напрямку і для перекриття руху рідини в зворотному напрямку. Зворотний клапан конструктивно подібний запобіжному клапану з тією лише різницею, що в ньому застосовується пружина з малим зусиллям, призначена лише для подолання сил тертя при посадці запірного елемента на сідло. Застосовують зворотні клапани з кульковими і конусними запірними елементами.