Материал: Металлорежущие станки Краткий курс

Достоинством гидропанелей являются малые габариты, отсут­ ствие труб, удобство монтажа на станке и ремонта гидроаппара­ туры, упрощенная герметизация.

По своему назначению гидросхемы станков могут быть разде­ лены на несколько групп: для привода главного движения, чаще всего прямолинейного (строгальные и протяжные станки), для привода подачи, в основном прямолинейной (фрезерные, шлифо­ вальные, агрегатные и другие станки); для систем управления движения исполнительных органов станка; для осуществления работы вспомогательных устройств (зажимных, тормозных и транспортных устройств, устройств для поворота делительных сто­ лов, барабанов, командоаппаратов).

Применяемые в практике гидравлические схемы рассмотрены при описании конкретных станков.

§ 12. ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ

Определение тяговых усилий поршня. При осуществлении рабочих движений поршень силового цилиндра должен преодо­ леть: полезное сопротивление в виде наибольшей величины сос­ тавляющих сил резания, действующих в направлении подачи Рх; силы трения в направляющих FH; силы трения поршня в ци­ линдре и штока в уплотнении Рц; силы инерции при трогании с места или при изменении скорости движения Ри\силы противо­ давления Pvd.

Таким образом, тяговое усилие поршня

Р = + F n + Рц + Ри + Рпд Н• (54)

Силу подачи Рх находят по формулам теории резания метал­ лов, а величину сил трения в направляющих и сил инерции при трогании стола — как указано в главе VI.

Силы трения поршней с поршневыми кольцами или без уплот­ нения в цилиндре незначительны, и ими обычно пренебрегают. При наличии уплотнения поршня и штока, сила трения в цилиндре

F4= Nnfn + Nmfxu= nDbPfn + ndhPfm «.

где Nn и Nm — нормальная сила от давления масла на манжету

Величина силы противодавления

^ п д Р и д ^ о»

где рпд == (2 -т- 3) •105 — противодавление в н/м2;

Fa — рабочая площадь сечения поршня со стороны противо­ давления в м2.

Определение давления масла и размеров силового цилиндра. Величина давления масла в цилиндре может быть определена двумя способами. В ряде случаев оказывается удобным предва­ рительно выбрать силовой цилиндр исходя из конкретных усло­ вий и габаритных размеров. Если F — рабочая площадь сечения поршня, Р — тяговое усилие, определяемое уравнением (54),

Подобрав значение р по уравнению (55), находят площадь пор­ шня и диаметр цилиндра:

Диаметр штока, если его размеры не были предварительно приняты, определяют в зависимости от заданного соотношения между скоростями прямого и обратного ходов поршня с учетом прочности и устойчивости.

Для обычных цилиндров (см. рис. 51, б, в) диаметр штока вы­

числяется по уравнению (46). Принимая — = к и решая это уравvi

нение относительно d, получим

<г= ° / т -

Для дифференциальных цилиндров (см. рис. 52), согласно урав­ нению, (46), при отношении большей скорости к меньшей, равной /с,

Vk + 1 ’

Определение параметров насоса. Основными параметрами на­ соса являются производительность и давление. При определении потребной производительности исходят из наибольшей заданной скорости поршня УшахСогласно уравнению (40а),

@inax == ^тах^1-

Найденное количество масла увеличивают на 15—20%, учи­ тывая неизбежные утечки в цилиндре, клапанах, трубопроводах

ит. д.

Таким образом, искомая производительность насоса

Для упрощения расчетов при определении давления, разви­ ваемого насосом, при подборе гидроаппаратуры и расчете трубо­ проводов исходят из наибольшего давления в полости цилиндра со стороны штока, т. е. принимают

где т]к — механический к. п. д. насоса.

Определение размеров трубопроводов. Внутренний диаметр

и — скорости движения масла в трубе в м/сек.

Скорость движения масла в системе при расчете принимают для всасывающих трубопроводов 1,5—2 м/сек, для нагнетающих 3,5 м/сек и для мест сужения на коротких участках до 5,5 м/сек.

§ 13. ВЫБОР МАСЛА И ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Выбор масла. Основной характеристикой для выбора масла является его вязкость. Ее величина зависит от рабочего давле­

1707—51 [v = (0Д7 -г- 0,23) 10 4 м21сек\. При давлении р < 70 х X 10б н/м2требуется более высокая вязкость v = (0,35 ч- 0,65) X Х10 4 м2/сек, а при р ^ 100 10б н/м2 v = (1 ч 2) 10 * м2/сек. Такой вязкостью обладает масло «Турбинное 22» по ГОСТу 32—53 [v = (0,17 ч- 2) 10“4 м2/сек\, которое применяют также для гид­ роприводов вращательного движения и при меньших давлениях.

Выбор насоса обусловлен рядом параметров и показателей.

К числу важнейших следует отнести потребные тяговые усилия

идавление, рабочую скорость силовых органов и способ ее регу­ лирования, мощность гидропривода и расход. На основе прак­ тики эксплуатации гидропривода можно руководствоваться сле­ дующими рекомендациями:

а) по величине тяговых усилий и давлений рекомендуются:

б) по величине скоростей силового органа: при малых ско­ ростях (скоростях рабочих подач) рекомендуются шиберные на­ сосы; при средних скоростях (скоростях быстрых перемещений, рабочих продольных подачах в шлифовальных и хонинговальных

янной производительности: шиберные и шестеренчатые, при объ­ емном — регулируемые поршневые насосы.

Выбор гидродвигателя. При выборе гидродвигателя вращатель­ ного движения можно использовать предыдущие рекомендации. Для прямолинейного перемещения рабочих органов следует при­ менять силовые цилиндры при условии L ^ 20D (L и D — длина и диаметр цилиндра). Если необходимая длина хода требует уве­ личения L выше указанного предела, то лучше использовать гид­ ромотор в сочетании с винтовой или реечной передачами.

Выбор гидроаппаратуры производится с учетом условий ее работы по каталогу [42|. Основными характеристиками являются наибольший расход масла через гидроаппарат и давление. По ним подбираются соответствующие модели и позиции аппаратов. По рекомендации ЭНИМСа при необходимости расход масла в гидроаппаратах (кроме дросселей с регулятором) может быть уве­ личен, но не более 40% по сравнению с наибольшим расходом.