7. Расчет гидравлического привода для поворотного стола
Гидравлический привод в большинстве случаев имеет более низкий коэффициент полезного действия по сравнению со многими механическими передачами и, как весьма сложный, требует более квалифицированного обслуживания. Потери энергии в гидроприводе связаны с затратами на преодоление внутреннего трения и утечек рабочей среды через зазоры и уплотнения.
Применение жидкостей с небольшой вязкостью способствует увеличению утечек, а стремление уменьшения утечек приводит к тщательной пригонке сопрягаемых деталей гидравлических машин и аппаратов.
Требования повышения производительности и гибкости в управлении оборудованием приводят к необходимости повышения быстродействия приводов и гибкости управления ими. Повышение быстродействия определяет необходимость повышения энергоемкости привода и напряженности рабочей среды в направлении передачи движения.
Наибольшую напряженность имеют механические приводы (20— 200 МПа). Управление механическими приводами весьма громоздко и осуществляется либо регулированием за счет источника энергии, либо посредством развитых коробок скоростей.
Гидравлические приводы имеют напряженность 6—100 МПа и допускают достаточно гибкое управление за счет регулирования потока жидкости гидравлическими устройствами, имеющими различное управление, в том числе и электронное.
В качестве рабочей среды в гидроприводах станков применяют минеральные масла или жидкости на нефтяной основе, водные эмульсии и искусственные жидкости.
Произведем расчет гидропривода.
Нагрузка
Сила трения движения
,
Сила трения покоя
,
где - поправочный коэффициент, учитывающий давление колец поршня и набивки сальника, = 0,12-0,15;
f, f0 – коэффициенты трения движения и покоя,
f = 0,05-0,08,
f0 = 0,1-0,3;
G – приведенный вес перемещающихся частей, G = 10 кН.
Н
= 0,15 кН
Н
= 0,3 кН.
Сила инерции
,
где G – ориентировочный вес перемещающихся частей, G = 10 кН,
v – максимальная скорость рабочего органа (скорость холостого хода), vх/х = 0,33 м/с;
t0 – время разгона поршня до рабочей скорости, обычно t0 = 0,01-0,5 с;
g – ускорение свободного падения 10 м/с².
Н = 1,1 кН.
Площадь поршня со стороны рабочей полости:
,
где Рраб – рабочее давление, Рраб = 5 МПа.
м².
Сила противодавления при рпр = 0,1 МПа:
Рпр
= рпр
· Fраб
=
кН.
Нагрузка при рабочем и холостом ходах:
Ррез = Рmax – (Ртр + Рпр) = 45,4 – (0,15 + 0,9) = 44,35 кН.
Р0 = Рин + Ртр0 + Рпр = 1,1 + 0,3 +0,9 = 2,3 кН.
Основные параметры гидродвигателя
а) площадь живого сечения цилиндра при дифференцированной схеме подключения:
,
где vр – скорость рабочего хода, vр = 0,025-0,215 м/с;
vх – скорость холостого хода, vх = 0,33 м/с.
м².
б) диаметр штока и поршня дифференциального цилиндра:
м;
м.
в) минимальное давление, необходимое при холостом ходе, без учета гидравлического сопротивления:
Па.
3. Основной параметр
насоса – подача с учетом ступенчатого
регулирования при
:
м³/с = 63 л/мин.
4. Сечение трубопровода между золотником и цилиндром:
а) расход через трубопроводы при холостом ходе:
слева
м³/с = 178 л/мин;
справа
л/мин;
б) условные диаметры трубопроводов и скорости потока [Колев, с.303, табл.15]: dт = 50 мм при v = 3,5 м/с; dт = 60 мм при v = 4 м/с.
5. Типоразмеры аппаратуры:
а) насос сдвоенный лопастный типа Г12:
подача при 950 об/мин 140/100 л/мин;
рабочее давление
в обоих насосах
Па;
КПД: объемный 0,91, эффективный 0,7;
приводная мощность 34 кВт.
б) золотник с ручным управлением типа 4Г74 утечки масла по зазорам золотника при наибольшем давлении и температуре масла 45-50ºС – не более 0,05 л/мин;
в) дроссель типа Г77: наибольший расход 140 л/мин, наименьший 1 л/мин;
г) марка масла,
плотность и вязкость при температуре
установившегося режима гидропривода
50ºС – индустриальное 20, плотность
881-901 кг/м³, вязкость
м²/с.
6. Потери давления гидропривода:
потери давления в золотнике и дросселе [Колев, с.330, табл.16]:
Н/м² = 0,65 МПа;
потери давления в трубопроводе:
Н/м² = 0,25 МПа;
давление масла при рабочем ходе с учетом потерь:
Н/м² = 5,9 МПа;
объемные потери:
<
0,5 л/мин.