Устройство и принцип работы гидропривода станка. Расчет расходов в магистралях с учетом утечек жидкости. Выбор гидроаппаратуры и гидролиний. Определение производительности насоса, потерь давления на участках гидросистемы, толщины стенок трубопровода.
К недостаткам гидропривода, ограничивающее использование относятся: меньший по сравнению с электрическими и механическими приводами КПД, который к тому же снижается в процессе регулирования гидропривода, а также по мере выработки его ресурса; условия эксплуатации гидропривода (нагрев жидкости за счет гидравлических сопротивлений) влияют на его характеристики; чувствительность к загрязнению рабочей жидкости и необходимость достаточно высокой культуры обслуживания; относительно высокая стоимость элементов гидропривода. Масло подводится к гидромотору через отверстия 27 и 28, а отверстия 24 и 25 для подключения линий управления соединяются соответственно с выходом и входом дросселя Др, регулирующего частоту вращения гидромотора. Давление р1 на входе в дроссель стремится сдвинуть золотник 23 влево, а пружина 20 и давление р2 - вправо. Таким образом, для цилиндра 1 контроль осуществляется по давлению, а для цилиндра 2 и гидромотора - по времени. Для гидроцилиндра подачи при Р=40 КН согласно таблице 10 принимаем давление на выходе из насоса 6,3 МПА.
Введение
Гидропривод нашел широкое применение в металлорежущих станках с 20-х годов прошлого века. Такое широкое применение объясняется рядом преимуществ по сравнению с механическими и электрическими приводами (большее быстродействие, возможность бесступенчатого регулирования в широких пределах, относительная простота решения задачи торможения исполнительного органа и защиты системы от перегрузок и т.д.).
В некоторых современных станках с высокой степенью автоматизации цикла работы требуется обеспечить несколько десятков различных движений. Гидропривод позволяет осуществить это, используя один-два насоса и множество разнотипных гидродвигателей. Гидропривод позволяет обеспечить жесткость характеристик и, следовательно, точность изготовления деталей.
К недостаткам гидропривода, ограничивающее использование относятся: меньший по сравнению с электрическими и механическими приводами КПД, который к тому же снижается в процессе регулирования гидропривода, а также по мере выработки его ресурса; условия эксплуатации гидропривода (нагрев жидкости за счет гидравлических сопротивлений) влияют на его характеристики; чувствительность к загрязнению рабочей жидкости и необходимость достаточно высокой культуры обслуживания; относительно высокая стоимость элементов гидропривода.
Наиболее эффективно применение гидроприводов в станках с возвратно-поступательным движением. Так гидроцилиндры применяют в приводах главного движения и подачи протяжных, строгальных, долбежных, шлифовальных, хонинговальных, агрегатных и других станков, а также в многочисленных вспомогательных устройствах.
Гидроприводы вращательного движения (в качестве гидродвигателя применяется гидромотор) используются для вращения револьверных головок, делительных столов, инструментальных магазинов, ходовых винтов.
Для получения возвратно-поворотных движений рабочих органов станков необходимых для управления, деления, поворота, фиксации, крепления и других операций, нашли применение однополостные поворотные гидродвигатели.
Цель работы
Курсовая работа по дисциплине «Гидравлика» выполняется с целью закрепления и углубления теоретических знаний и практических навыков расчетов и проектирования гидропривода.
Выполнение курсовой работы позволяет приобрести опыт при решении конкретных расчетно-конструкторских задач, возникающих при проектировании гидроприводов.
Задача курсовой работы заключается в разработке, расчете и определении основных силовых, энергетических и конструктивных параметров гидравлического привода.
Требования, предъявляемые к гидроприводу станков
Обеспечение широкого диапазона скоростей механизмов подач.
Обеспечение надежности и плавности медленных перемещений.
Регламентация усилий на рабочих органах механизмов зажимов, а также механизмов подач непрочного инструмента.
Обеспечение устойчивости приводов при возмущающих воздействий сил резания.
Обеспечение сложных автоматизированных циклов с возможностью регулирования и контроля по времени, пути, усилию.
Обеспечение возможностей простого обнаружения причин отказов или создание автоматической системы обнаружения отказов.
Оформление комплексов аппаратуры управления гидроприводом в виде гидропанелей, модулей, пригодных для группы станков; использование существующих гидропанелей.
Создание благоприятных условий эксплуатации гидроприводов; освобождение гидросистемы от воздуха, очистка рабочей жидкости и т.п.
Условные обозначения g - рабочий объем гидромашины;
n - частота вращения;
Q - подача(расход) жидкости;
Р - усилие на штоке;
р - давление;
N - мощность на валу;
Nпол - полезная мощность;
з - полный КПД;
- объемный КПД;
з м - гидромеханический КПД;
g - утечки;
М - эффективный момент на валу гидромотора;
? - кинематический коэффициент вязкости;
m - отношение диаметра штока к диаметру поршня в гидроцилиндре.
Индексы: ном - номинальный;
max - максимальный;
min - минимальный
Рис 3. Схема гидромотора
Гидромоторы Г15-22Р дополнительно комплектуются регулятором, содержащим гильзу 22, расположенную в корпусе 21, золотник 23, пружину 20 и крышку 26. Масло подводится к гидромотору через отверстия 27 и 28, а отверстия 24 и 25 для подключения линий управления соединяются соответственно с выходом и входом дросселя Др, регулирующего частоту вращения гидромотора. Давление р1 на входе в дроссель стремится сдвинуть золотник 23 влево, а пружина 20 и давление р2 - вправо. Золотник неподвижен, когда выполняется условие: (P1 - P2)f= Р, где f - площадь торцовой поверхности золотника; Р - усилие, развиваемое пружиной 20. Если перепад давления Дрдр = р1 - р2 на дросселе Др возрастает, золотник 23 смещается влево и рабочими кромками дросселирует потоки масла на входе в гидромотор и на выходе из него; если Дрдр уменьшается, соответственно уменьшается дросселирование потоков масла. Таким образом, регулятор автоматически поддерживает постоянным перепад Дрдр, а следовательно, и расход масла, поступающего в гидромотор, в результате чего частота вращения гидромотора мало зависит от нагрузки. Размещение регулятора непосредственно в корпусе гидромотора и одновременное дросселирование потоков масла, поступающего в гидромотор и сливающегося из него, позволяют снизить наименьшую устойчивую частоту вращения.
Описание работы гидропривода
В данной схеме перед всеми гидродвигателями расположены трехкомпозиционные золотники, при среднем положении которых перекрываются окна, соединяющие золотник с напорной линией, что приводит к остановке гидродвигателя. Управление золотника электрическое от толкающего электромагнита переменного или постоянного тока.
Получив сигнал, золотник цилиндра 1 перемещается, соединяя напорную линию с камерой гидроцилиндра, благодаря чему начинает двигаться поршень со штоком. В конце хода штока срабатывает конечный выключатель реле давления (на схеме не показан). Золотник цилиндра 1 перемещается в нейтральное положение, а золотники цилиндра 2 и гидромотора переместятся. В результате - стол станка под действием штока цилиндра начнет совершать вместе с закрепленной деталью возвратно -поступательное движение, а вращающийся от привода гидромотора шлифовальный круг одновременно начнет шлифовать деталь. После сработки реле времени (обычно используют электрические реле) золотники цилиндра 2 и гидромотора возвратятся в нейтральное положение, прекратив работу цилиндра 2 и гидромотора.
Затем срабатывает золотник цилиндра 1, соединяя напорную линию с правой камерой цилиндра. Шток подойдет справа налево, разжимая деталь. Таким образом, для цилиндра 1 контроль осуществляется по давлению, а для цилиндра 2 и гидромотора - по времени.
1. Выбор рабочего давления в системе
Для гидроцилиндра подачи при Р=40 КН согласно таблице 10 принимаем давление на выходе из насоса 6,3 МПА.
Рабочее давление в полости цилиндра р = (0,8...0,9)рн
Принимаем р = 0,9·рн = 0,9·6,3 = 5,67 МПА
Рабочая площадь поршня гидроцилиндра
Fраб = Р/р = 4 · 104 / 5,67 · 106 = 0,007055 м2
Гидроцилиндр подачи является гидроцилиндром с двусторонним штоком. Для определения диаметра поршня по таблице 12 для Р=40 КН и р=6,3 МПА находим m = d2шт / D = 0,5.
Тогда диаметр поршня
D = 2 = 2 = 0,109м, Диаметр штока dшт = 0,5D = 0,5 0,109 = 0,0545 м
По ГОСТ 12447-80 округляем полученные расчетные значения
D и dшт до ближайших больших величин.
Имеем D=110 мм, dшт =56 мм.
Для округленных величин диаметров поршня и штока находим площадь рабочей части поршня
Fpa6 = (D2 - ) = (0,1102 - 0,0562) = 0,00704 м2
Задаваясь минимально необходимой разностью давлений 0,5 МПА в цилиндрах подачи и зажима, определяем рабочее давление масла в цилиндре зажима. р3 = р - 0,5 = 6,3 - 0,5 = 5,8 МПА
Тогда рн=1,1• р3 =1,1•5,8 = 6,38 МПА
Площадь рабочей части поршня зажимного цилиндра
F3 = Р3/р3 = 1,6 • 104 / 5,8 • 106 = 0,002759 м2
Диаметр поршня
D3 = 1,1 29 3 = 1,129 = 0,0593 м
По ГОСТ 12447-80 принимаем D3 = 0,063 м
При р3=5,8 МПА диаметр штока dшт = 0,5 • D = 0,5 • 0,063 = 0,0315 м
По ГОСТ 12447-80 принимаем dшт = 0,032 м
Уточняем рабочие площади поршней в безштоковой F1 и штоковой F2 полостях.
Учитывая постоянную настройку дросселя принимаем расход при разжиме детали
Qрп = Q33 = 0,00021 м3/с
3. Параметры гидромотора
Из таблицы 3 выбираем гидромотор с наиболее близкими параметрами к заданным. Это гидромотор аксиально-поршневой типа Г15 наиболее рекомендуемый к использованию в станочных гидроприводах.
При работе цилиндра зажима подача насоса; не учитывая внутренние утечки, должна быть не менее 0, 00021 м3/с.
При рабочей подаче одновременно работают гидроцилиндр Ц2 и гидромотор. В этом случае подача насоса должна быть равна
= Qрп Qm = 0,00021 0,000327 = 0,000537 м3 /с.
Расходы жидкости в период зажима заготовки и в период рабочей подачи значительно разнятся. Поэтому в данном случае рационально для сокращения потерь мощности использовать двухпоточные насосы, которые с помощью разделительной панели автоматически переключаются в зависимости от рабочего давления в тот или иной переход цикла обработки.
Поскольку суммарное время зажима и разжима невелико (11 с) выбираем для всего цикла работы один насос. Из таблицы 1 выбираем пластинчатый насос типа Г12-54АМ с параметрами: Q=53 л/мин (0,000883 м3/с);
Q=44 см3;
n=1500 1/мин;
рном=6,3 МПА;
зо=0,86; з=0,74.
5. Полезная мощность гидродвигателей. Зажим заготовки
В период работы гидроцилиндра 1 (зажим и разжим детали)
= = 1975 Вт
В период рабочей подачи
= = 3801 Вт
Определяем КПД по переходам з1 = 0 (исходное положение - гидродвигатели не работают) з2 = = = 0,008 з3 = = = 0,633 з4 = = = 0,016
Общий КПД гидропривода
6. Выбор гидроаппаратуры
Перед всеми гидродвигателями в данной системе устанавливаем золотники типа ПЕ6, согласно таблице 5, с диаметром условного прохода Dy=6 мм, номинальным расходом Qном= 10 - 12,5 л/мин, номинальным давлением рном=32 МПА.
Принимаем предохранительный клапан Г54-32М со следующими параметрами: Dy=10 мм, Qном= 10 - 12,5 л/мин, Qmin = l л/мин, рном = 20 МПА, номинальное давление настройки: 1; 2,5; 6,3; 10; 20 МПА [1].
Для регулирования расхода и стабилизации скорости на напорной гидролинии после предохранительного клапана ставим дроссель типа ДК-20 с Qном =63 л/мин, Qmin = 3 л/мин, рном =32 МПА, Dy =20 мм.
Для очистки рабочей жидкости ставим два фильтра: один на всасывающей, другой на напорной трубе.
На всасывающей трубе подбор фильтра производится по паспортному значению подачи насоса с учетом его утечек
= = 0,000549м3 / с.
Выбираем фильтр типа ФВСМ-32-80/0,25 с параметрами: Dy = 32 мм, номинальная тонкость фильтрации k=80 мкм, Q = 40 л/мин = 0,00067м3 / с.
Напорный фильтр выбираем по Q, рном и k. Поскольку для гидросистемы был выбран пластинчатый насос Г12-54АМ, то согласно таблицы 2 максимально допустимая тонкость фильтрации для данного насоса равна k=10 мкм.
По таблице 7 выбираем 2 фильтра 2ФГМ12-10 с параметрами: Qном =25 л/мин = 0,000417 м3 /с, рном = 6,3 МПА, k = 10 мкм, Dy=16 мм.
Выбор рабочей жидкости.
По таблице 11 в зависимости от рабочего давления выбираем рекомендуемый диапазон значений кинематического коэффициента вязкости. Так при р=1,6...6,3 рекомендуется использовать рабочие жидкости с вязкостью х=20...40 мм2 /с .
По таблице 1 выбираем минеральное масло марки ИГП-30 с интервалом вязкости 28-31 мм2 /с. Принимаем х=30 мм2 /с = 30•1 м2 /с. Плотность ИГП-30 равна с = 885 кг/м3.
7. Расчет и выбор гидролиний
По таблице 13 находим рекомендуемую максимальную величину скорости движения рабочей жидкости в напорной гидролинии. Для рном = 2,5...6,3 МПА V=2,5...3,2 м/с. Принимаем скорость жидкости в напорной гидролинии V=3 м/с, скорость в сливной гидролинии принимаем равной 2 м/с, а во всасывающей 1 м/с.
Определение внутренних диаметров гидролиний: Всасывающая гидролиния dвс = 1,13 = 1,13 = 0,0265 м
По уточненным значениям диаметров определяются фактические скорости во всех трубопроводах.
Для всасывающего трубопровода
Vвс = = • = 0,683 м / с
Для напорной гидролинии 1
= = = 2,675 м/с
Сливная гидролиния 1
= = = 1,858 м/с
Напорная гидролиния 2
V2 = = 2,742 м/с
Сливная гидролиния 2
V2сл = = = 1,543 м/с
Напорная гидролиния 3 и сливная гидролиния 3
V3 = V2 = 2,742 м/с, V3сл = V2сл = 1,543 м/с
Напорная гидролиния 4
V4 = = = 2,893 м/с
Сливная гидролиния 4
V4сл = = = 1,627 м/с
8. Определение потерь давления на участках гидросистемы
Потери давления во всасывающей гидролинии: Число Рейнольдса
Re = = = 728 режим ламинарный, т.к. Re = 728 <Rekp = 2300.
Коэффициент гидравлического трения для ламинарного режима
= = = 0,103
Потери давления, по длине всасывающей гидролинии рдл.вс = = 0,103 885 = 332 Па
Местные потери давления: На всасывающей трубе установлены два концевых соединения, коэффициенты которых, как и у других местных сопротивлений берем по таблице 14. рмвс = = 0,2 = 82 Па
На всасывающей трубе установлен всасывающий фильтр, потеря давления которого, как и для других гидроаппаратов, определяется по таблице 8. рвс=7000 Па.
Общие потери на всасывающей трубе рвс=332 82 7000=7414 Па.
Считая, что насос установлен на уровне жидкости в баке, имеет h=0 (h - высота всасывания) то: рвс 0,02 МПА
В нашем случае это неравенство соблюдается
0,007 0,02 МПА, т.е. отсутствует угроза возникновения кавитации.
Потери давления в напорной гидролинии 1
Число Рейнольдса
Re = = = 892 т.е. режим ламинарный
= = = 0,084
Потери давления по длине рдл1 = 0,084 885 = 26597 Па
Местные потери давления.
На участке трубопровод имеет три резких поворота колена рмвс = = 3 885 = 10449 Па
На участке установлены 2 фильтра 2ФГМ12-10, дроссель типа ДК 20 и предохранительный клапан типа Г54-32М (см. табл. 6 и 8), имеем
Потери давления в сливной линии 1: Число Рейнольдса
Re = = = 743 т.е. режим ламинарный
= = = 0,101
Потери давления по длине
Дрдл.сл = с = 0,101 885 = 12857 Па
Местные потери давления.
Дрмсл = У???? = 3 • 1,1 • 885 • = 5041 Па
Гидроаппаратура на сливной гидролинии отсутствует.
Общие потери на сливной линии 1
У Др1сл=Дрдл.сл Дрм.сл Дрф= 0,0128 0,005 = 0,0178 МПА
Потери давления в напорной гидролинии 2: Число Рейнольдса
Re = = =1097
Режим ламинарный
= = = 0,07
Потери давления по длине
Дрдл = = 0,07 885 = 9704 Па
Местные потери давления.
На участке имеются два поворота трубопровода с d/R=0,8 и углом =110°.
Коэффициент сопротивления при повороте на 90° определим по формуле 5 (табл. 14).
= 0,051 0,19• = 0,051 0,19 • 0,8 = 0,20
= f( где f( берется по таблице в зависимости от угла , при =110° f(
=0,20 1,1=0,22
Дрм = 2 0,22 885 = 1464 Па
Потери в гидроаппаратуре.
Из гидроаппаратуры на линии установлен лишь один гидрораспределитель.
Принимаем Драп=1• 105 МПА.
Потери давления на сливной гидролинии 2: Число Рейнольдса
Re = = =823, Режим ламинарный
= = = 0,091
Потери давления по длине
= =0,091 885 = 2996 Па
Местные потери
= У =2•0,22 885• = 463 Па
Гидроаппаратура на данной гидролинии - гидрораспределитель.
Общие потери
У = = 0,002996 0,000463 0,1 = 0,103 МПА.
Потери давления на напорной линии 3: Re3 =Re2=1097, = 0,07
Потери давления по длине
= = 0,07 885 = 46577 Па
Местные потери
= =1464 Па
Потери давления в гидроаппаратуре: На напорной гидролинии перед гидроцилиндром 2 установлен гидрораспределитель рап = 0,1 МПА
Общие потери на напорной гидролинии 3
У р3 = рап = 0,0466 0,0015 0,1 = 0,1481 МПА
Потери давления на сливной линии 3: Re3сл = Re2сл = 823, = 0,091
Потери по длине
= = 0,091 885 = 15978 Па
Местные потери
= = 463 Па
Из гидроаппаратуры на данной линии установлен гидрораспределитель.
Общие потери на сливной линии 3
У р3сл = рап= 0,016 0,00046 0,1= 0,1165 МПА
Потери давления на напорной линии 4: Число Рейнольдса
Re= = = 1157, = = = 0,065
Потери давления по длине
= =0,065 885 = 60182 Па
Местные потери
= У = 2 0,22 885 = 1629 Па
Потери давления в гидроаппаратуре (гидрораспределитель): рап = 0,1 МПА
Общие потери на напорной гидролинии 4
У р4 = рап =0,0602 0,00163 0,1 = 0,162 МПА
Потери давления на сливной линии 4: Re = = = 868, = = = 0,086
Потери давления по длине
= Р = 0,086 885 = 18888 Па
Местные потери
= У = 2 0,22 885 = 515 Па
Из аппаратуры на данной гидролинии установлен только гидрораспределитель. Тогда общие потери давления на сливной гидролинии 4 равны: У р4сл = рап = 0,0189 0,000515 0,1 = 0,119 МПА
9. Проверка баланса потерь давления в гидролиниях 3 и 4
Потери давления в гидролиниях 3 и 4 должны быть одинаковыми, т.к. эти гидролинии соединены параллельно.
Имеем ра = р3н рц р3сл; рб = р4н рц р4сл, причем ра = рб, где рц - потеря давления в гидроцилиндре, рм - потеря давления в гидромоторе. рц = = = 5,68 МПА рм= = = 3,8 МПА ра = 0,1481 5,68 0,1165 = 5,94 МПА;
рб = 0,162 5,68 0,119 = 5,96 МПА т.е. невязка составляет 0,3%.
10. Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса
Для случая работы цилиндра 1.
Перепад давления в цилиндре 1 рц = = = 5,16 МПА
Давление на выходе насоса при работе цилиндра 1 рн= рц р1н р1сл р2н р2сл=5,16 0,737 0,0178 0,1 0,103=
=6.12МПА
В случае рабочей подачи рн = р6 р1н р1сл = 5,96 0,737 0,0178 = 6,7 МПА
Для случая рабочей подачи по сравнению с ранее принятым (рн=5,67 МПА) давление на выходе из насоса оказалось больше, т.к. предварительно принятые потери давления в гидроприводе (0,1рн) оказались заниженными.
Поскольку расчетное давление на выходе из насоса не превысило рном=6,3 МПА выбранного насоса, то на этом расчеты по определению рн заканчиваются.
Давление настройки предохранительного клапана для гидроприводов среднего давления принимают ркл =1,1рн =1,1 6,7 = 7,37 МПА
Полученное расчетное давление ркл обычно округляют до ближайшего большего целого по шкале манометра, поэтому принимаем ркл = 8 МПА (70 кг с/см2).
11. Определение производительности насоса
Для определения производительности насоса, необходимо установить на каком переходе расход рабочей жидкости в системе будет наибольший. В нашем случае наибольший расход приходится в период рабочей подачи. Тогда Qн = 2qp qкл , где Qц2 - расход жидкости через цилиндр зажима, Qm - расход через гидромотор, - объемный кпд цилиндра (при уплотнении поршня кольцами = 0,98...0,99), - объемный кпд гидромотора (берется по каталогу для данного типа гидромотора), qp - утечки в гидрораспределителе (выбирается по таблице 9).
Тогда Q= 327 10 -6 2 8,33 10 -6 1,5 10 -6=343 10 -6 = 0,000557м3 /с что не превышает производительности предварительно выбранного насоса Г12-54АМ QH =23 л/мин = 0,000883 м3/с.
12. Определение минимально допустимой толщины стенки трубопровода
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода равна
= где k6 - коэффициент безопасности, примем k6 = 4 как для участка с плавноизменяющимся давлением, = 140 МПА - предел прочности на растяжение материала из стали 20.
Для напорной гидролинии 1 давление р=6,3 МПА, диаметр d=10 мм.
Тогда толщина стенки напорной гидролинии 1 равна
= = 4 = 0,9 мм
Определим толщину стенки на первой гидролинии в случае возникновения гидравлического удара.
Повышение давления при гидроударе вычисляем по формуле руд = где Еж=1,6 103 МПА - модуль упругости минерального масла; Етр = 2,2 105 МПА - модуль упругости для стали, V=2,675 м/с - скорость движения жидкости до гидроудара.
Будем иметь руд = 885 2,675 = 3,06 МПА
Толщина стенки
= = 6 = 2 мм где кб = 6 при пульсациях и пиках давления.
13. Ориентировочное определение вместимости бака для рабочей жидкости
Ориентировочно вместимость бака определяется из условия
W=(120...180)QH
Принимаем
W=150QH=150 0,000883=0,1325 м3
По ГОСТ 13824-80 вместимость гидроемкости округляем до ближайшего большего значения.
Окончательно имеем W=0,160 м3.
14. Общие требования безопасности к конструкции объемных гидроприводов
В соответствии с ГОСТ 12.2.040-79 следует: 1. Конструкцией гидроприводов должны быть исключены представляющие опасность для обслуживающего персонала перемещения выходных звеньев гидродвигателей в любые моменты цикла работы (при переключении аппаратов, пуске и разгрузке насосов и т.п.)
При необходимости фиксирования в заданном положении выходных звеньев гидродвигателей в гидроприводах должны быть установлены гидрозамки или другие фиксирующие устройства.
Гидроприводы с аккумуляторами должны иметь предохранительные устройства, обеспечивающие защиту гидроаккумулятора от перегрузки, и устройства, обеспечивающие отключение гидроаккумулятора от гидросистемы и соединение его жидкостной полости со сливной гидролинией.
Внутренние полости гидробаков и смазочных баков должны быть доступны для осмотра, очистки и промывки.
Соединения трубопроводов и рукава должны быть доступны для наружного осмотра. Конструкцией системы должны быть исключены трение, скручивание, недопустимые перегибы и напряжения рукавов при перемещении подвижных частей системы и машин.
Трубопроводы и гидроцилиндры должны быть спроектированы так, чтобы в них не возникали недопустимые напряжения в результате температурных деформаций. При прокладке трубопровода не допускается его крепление с помощью сварки.
Пневмогидроаккумуляторы следует заряжать азотом и инертным газом.
Если ограничение конечного положения гидродвигателя осуществляется электрическими конечными выключателями и перемещение за конечное положение, может быть вызвана авария или создана опасность для обслуживающего персонала, то для ограничения хода должны быть установлены дополнительные устройства.
Электрооборудование систем, работающих на минеральных маслах, должно иметь степень защиты не ниже 1Р44 по ГОСТ 14254.
Направление перемещения органов управления должно соответствовать требованиям ГОСТ 9146.
Конструкция систем управления должна исключить самопроизвольное включение гидропривода под действием их собственного веса или вибрации.
Открытые движущие части систем и устройств, расположенные на высоте до 2,5 м от уровня площадки обслуживания, должны быть закрыты сплошным или сетчатым ограждением со стороной ячеек не более 10 мм, за исключением мест, ограждение которых не допускается их функциональным назначением (например, шток цилиндра протяжного станка)
Системы должны иметь предохранительные клапаны или другие устройства, предохраняющие от повышения давления в системе выше значения, установленного в стандартах или технических условиях.
Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих или вызвать аварию машины, в состав которой входит система, то должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая машину при снижении давления ниже нормативного. При этом должны отключаться такие устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования работающих (зажимные, тормозные устройства и т.п.).
Системы должны быть снабжены манометрами или другими устройствами для контроля и регистрации давления.
На шкале или корпусе манометра, постоянно показывающего давление в одной точке системы, должна быть нанесена красная метка, соответствующая наибольшему или наименьшему допускаемому давлению в этой точке.
Гидроприводы с несколькими насосами должны иметь блокировки, исключающие появление вредных и опасных факторов в случае остановки одного из насосов или изменения последовательности работы.
На устройствах, допускающих только одностороннее вращение или направление потока рабочей жидкости, следует обозначить стрелкой или надписью, или другим условным обозначением.
Заземление систем должно соответствовать требованиям ГОСТ 12.2.007 и ГОСТ 21130.
20. Если гидропривод имеет специальную систему для аварийной остановки в случае неправильной работы гидропривода, то эта система должна соответствовать следующим требованиям: Не должна представлять опасности для обслуживающего персонала;
Должна работать независимо от состояния остального гидропривода, в том числе от регулирования гидропривода. гидропривод станок насос трубопровод
Список литературы
Свешников В.К. Станочные гидроприводы, Справочник. - М.: Машиностроение, 1995.
Свешников В.К. Станочные гидроприводы, Справочник. - М.: Машиностроение, 2004.
