Разработка гидропривода - торцовочного круглопильного станка (стр. 1 из 4)

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 данные

Показатель	Обозначение	Размерность	Величина
Усилие на штоке	R	кН	12
Ход поршня	S	м	0,5
Время рабочего хода	t_p	с	5
Отношение времени х.х. к р.х.	t_x /t_p	0,8
Температура рабочей жидкости	T_m	⁰С	55
Температура окр. среды	T_o	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 = P_H – ΔP_зол– ΔP_Ф– ΔP₁;

а давление P₂ в штоковой полости

P₂ = ΔP_др + ΔP₂ + ΔP_пр + ΔP_зол

где P_H - давление развиваемое насосом, МПа;

ΔP_зол - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

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

ΔP_др - перепад давления на дросселе, МПа;

ΔP_Ф - перепад давления на фильтре, МПа;

ΔP_пр – перепад давления в предохранительном клапане, МПа.

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

ΔP_зол= 0,2 МПа;

ΔP_др = 0,3 МПа;

ΔP_Ф = 0,1 МПа;

ΔP_пр = 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 υ_ПР и υ_ПХ - 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 = υ_ПP · F₁ и Q = υ_ПX · 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.

=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 Р_н до 3,2 МПа, тогда Р₁=3,2-0,1-0,2-0,2=2,7 МПа

=0,08 м

Принимаем диаметр цилиндра 80 мм.

=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 υ_ПР - скорость перемещения поршня, м/с.

υ_ПР=

=0,1 м/с;

ΔQ_Ц1=0,1·

=9,6 л/мин=0,00016 м³/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле

Q_H = (Q_Ц1 + ΔQ_Ц)·z + ΔQ_зол

где ΔQ_Ц - утечки жидкости в силовом цилиндре;

ΔQ_зол - утечки в золотнике;

z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQ_Ц и в распределителе ΔQ_зол рассчитываются по формулам:

Принимаем Р^*=6,3 Мпа, ΔQ^*_Ц=0,05 л/мин, ΔQ_зол=0,1 л/мин.

ΔQ_Ц=

=0,02 л/мин;

ΔQ_зол =

=0,04 л/мин.

Q_H = (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.