ПРИВОДЫ С ГИДРОМОТОРАМИ

<45 46 474849 50 51 >

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 Fиопределяются 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 Du= 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 p1в 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 / (V0hм) , (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 p1и 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 dтn ) = 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 / dт5= 0,81.0,0000208 2 .890 .0,682.5 / 0,012 5 = 4274 Па.

Потери давлений в местных сопротивлениях:

Δрм» 0,81 Q 2r z / dт4 , 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.