Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

О.И. ВОЛЬНОВ

 

 

ГИДРОПНЕВМОПРИВОДЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОУРУДОВАНИЯ

 

для групп заочного обучения

 

 

Нижний Новгород 2018

 

 

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

 

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ им. Р.Е. АЛЕКСЕЕВА»

 

 

О.И. ВОЛЬНОВ

ГИДРОПНЕВМОПРИВОДЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

 

Нижний Новгород 2019

 

 

В металлорежущих станках (МС), промышленных роботах (ПР), автоматических линиях (АЛ) или транспортных системах гидроприводы рабочих органов (РО) и отдельных вспомогательных устройств выполняют циклически повторяющуюся последовательность возвратно-поступательных, вращательных или поворотных движений. При этом, в зависимости от выполняемого цикла и требований технологического процесса (ТП), гидропривод должен обеспечить регулирование скорости и позиционирование – торможение, останов и фиксацию РО по меньшей мере в двух точках, расположенных в пределах возможного его хода.

Для достижения заданных качественных и количественных параметров движения РО источник и преобразователь энергии движения жидкости (насос и гидродвигатель), а также направляющие, регулирующие, контролирующие и вспомогательные гидроаппараты коммутируются определенным образом, образуя структуру привода. Функциональные возможности силовой части гидропривода зависят от применяемой системы управления и согласуются с ней или дополняют ее до уровня, необходимого для выполнения поставленной технологической задачи.

Проектирование новой гидросистемы и модернизация существующей должны выполняться таким образом, чтобы, в конечном счете, было реализовано технологическое оборудование (ТО) не только с требуемыми показателями качества, но и обладающее высокой надежностью. Известно, что надежность системы зависит от надежности составляющих ее элементов. Поэтому очень важно после составления принципиальной схемы выбрать надежные гидравлические и пневматические аппараты, которые будут работать в течение требуемого промежутка времени или требуемой наработки при сохранении своих эксплуатационных показателей в заданных пределах, при заданных режимах и условиях эксплуатации. 

В учебном пособии приводятся основные сведения и классификация объемного гидро(пневмо)привода. Рассматриваются устройство и принцип работы насосов и гидродвигателей, гидро- и пневмоаппаратов. Анализируются разновидности дроссельного и машинного регулирования скорости РО. Дается описание электрогидроусилителей, комплектных гидроприводов, часто применяемых схем гидро- и пневмосистем с автоматическим регулированием. 

Учебное пособие предназначено для студентов высших учебных заведений специальностей 220301, 220306 и 220402, всех форм обучения, изучающих дисциплину «Гидропневмопривод и гидропневмоавтоматика».

 

 

 

 

ОБЪЕМНЫЕ ПРИВОДЫ

 

  По ГОСТ 17752-81 под объемным гидро(пневмо)приводом понимается привод, в состав которого входит гидравлический (пневматический) механизм, в котором рабочая среда находится под давлением, с одним или более объемными гидродвигателями (объемными пневмодвигателями). Гидравлическим (пневматическим) механизмом может быть гидронасос, компрессор (в объемном пневмоприводе) или гидро(пневмо)аккумулятор. Рабочей средой в объемном гидроприводе является жидкость, в объемном пневмоприводе – рабочий газ.

  Объемным гидро(пневмо)двигателем называется устройство, предназначенное для преобразования энергии потока рабочей среды в энергию выходного звена. В качестве объемных гидро- и пневмодвигателей применяются цилиндры поступательного и поворотного движения, гидро- и пневмомоторы. Выходным звеном цилиндров поступательного действия является шток или плунжер, выходным звеном поворотных цилиндров и моторов является вал.

 Как правило, в состав объемного привода входят еще различные гидравлические (пневматические) устройства, предназначенные для выполнения определенных самостоятельных функций посредством взаимодействия с рабочей средой. Совокупность гидро(пневмо)устройств, входящих в состав объемного привода, называется гидро(пневмо)системой.

Все гидро(пневмо)устройства разделены на группы: аппараты, линии, кондиционеры рабочей среды, емкости. Гидро(пневмо)аппараты управляют потоком рабочей среды - изменяют или поддерживают заданным значения давлений или расходов, либо изменяют направление, пуск и остановку рабочей среды. Гидро(пневмо)линии предназначены для движения рабочей среды или передачи давления от одного устройства к другому. Конструктивно линии представляют собой трубы, рукава, каналы и соединения. Кондиционеры рабочей среды предназначены для обеспечения необходимых качественных показателей и состояния рабочей среды. В качестве кондиционеров в объемном гидро(пневмо)приводе применяют: охладители, подогреватели, фильтры, влагоотделители, воздухоосушители, маслораспылители и другие устройства.

  Устройства соединяются между собой с помощью различных присоединений: трубных, стыковых, модульных, встраиваемых, вставных и ввертных. Стыковые устройства присоединяются каналами, выведенными на наружную плоскость, по которой происходит стыковка с другим устройством. Модульные устройства соединяются при помощи каналов, выведенных на две параллельные наружные плоскости, по которым происходит стыковка. Корпусные детали встраиваемого устройства являются неотъемлемой частью другого устройства. Вставное и ввертное устройства – это разновидности встраиваемых, первое вставляется, а второе ввертывается в корпус.

 

Рис. 1.1

 

В аккумуляторном гидроприводе (пневмоприводе) рабочая среда подается в объемный гидродвигатель (пневмодвигатель) из гидроаккумулятора (пневмоаккумулятора), предварительно заряженного от внешнего источника, не входящего в состав этого привода (рис. 1.2).

 

Рис. 1.2

  Рабочая среда в гидроцилиндры ГЦ1, ГЦ2 и ГЦ3 подается из пневмогидроаккумулятора ПГА, заряжаемого от насосной установки НУ, отключающейся от гидросистемы после зарядки ПГА. Сжатый газ в объемные пневмодвигатели подается из ресивера, заряжаемого от компрессорной установки, отключающейся от пневмосистемы после зарядки ресивера.     

Под пневмомагистралью понимается трубопровод, по которому рабочая среда подается от компрессорной установки к группам объемных пневмодвигателей, которые не связаны между собой конструктивно и могут подключаться или монтироваться независимо друг от друга (рис.1.3).

 

Рис. 1.3

 

    Циркуляция рабочей среды. Насосный (компрессорный) объемный гидропривод и пневмопривод подразделяются на приводы с разомкнутым и замкнутым потоком. В приводе с разомкнутым потоком рабочая среда от объемного гидродвигателя (пневмодвигателя) поступает в гидробак (атмосферу) (рис. 1.1). В приводе с замкнутым потоком рабочая среда от объемного гидродвигателя (пневмодвигателя) поступает на вход насоса (компрессора) (рис. 1.4).

 

Рис.1.4

 

Характер движения выходного звена. Объемные гидро(пневмо)приводы по этому признаку делят на приводы поступательного, поворотного и вращательного движения. В приводах поступательного движения объемным гидро(пневмо)двигателем является цилиндр (рис.1.2), в приводах вращательного движения – гидро(пневмо)мотор (рис.1.4), в приводах поворотного движения - поворотный гидро(пневмо)двигатель (рис.1.5).    

 

Рис.1.5

 

По наличию управления объемные гидро(пневмо)приводы делят на приводы с управлением и без управления. В приводе без управления (рис.1.6) параметры движения выходных звеньев цилиндров ГЦ1…ГЦ3 постоянны.

 

Рис. 1.6

 

Приводы с управлением подразделяют по двум признакам – по управляющему устройству и по виду управления.

По управляющему устройству: с дроссельным управлением, машинным управлением, машинно-дроссельным управлением, управлением приводящим двигателем и с управлением противодавлением. В приводах с дроссельным управлением параметры движения выходного звена объемного гидро(пневмо)двигателя изменяются регулирующим гидро(пневмо)аппаратом. Таким регулирующим гидроаппаратом, управляющим скоростью движения гидроцилиндра ГЦ , является дроссель Др (рис.1.7).    

Рис. 1.7

В приводах с машинным регулированием управление параметрами движения выходного звена осуществляется регулируемым насосом или регулируемым гидромотором или обеими объемными гидромашинами. В гидросистеме (рис.1.8) скорость вращения гидромотора ГМ изменяется регулируемым насосом. Н. В приводах с машинно-дроссельным управлением параметры движения выходного звена изменяют регулирующим гидроаппаратом и объемной гидромашиной.

 

Рис. 1.8

 

На рис. 1.9 приведен пример гидросистемы, в которой управление параметрами движения выходного звена ГМ осуществляется приводящим двигателем ЭД.

 

Рис.1.9

В пневмосистемах с управлением противодавлением параметрами движения выходного звена регулируют, создавая противодавление на выхлопе пневмодвигалеля. В пневмосистеме (рис. 1.10) такое управление достигается с помощью клапана давления КД.

Рис.1.10

 

По виду управления объемные приводы подразделяют на приводы с ручным и автоматическим управлением. В приводе с ручным управлением (рис.1.7) скорость штока гидроцилиндра регулируется дросселем, настраиваемым вручную. В приводе с автоматическим управлением (рис.1.11) параметры гидроцилиндра ГЦ регулируются автоматически дросселем Др с пропорциональным управлением.

 

Рис.1.11

  Приводы с автоматическим управлением подразделяют на стабилизирующие, программные и следящие, определения которых хорошо известны из теории автоматического управления.

Стабилизирующий гидро(пневмо)привод – привод с автоматическим управлением, в котором регулируемый параметр движения выходного звена поддерживается постоянным.

                                                   Рис. 1.12

    

На схеме рис.1.12 скорость штока гидроцилиндра ГЦ управляется регулятором расхода с пропорциональным управлением РРП. При постоянном сигнале управления скорость штока поддерживается постоянной с помощью отрицательных обратных связей по перепаду давления на дросселе пропорционального распределителя.

Программный гидро(пневмо)привод – привод с автоматическим управлением, в котором регулируемый параметр движения выходного звена изменяется по заранее заданной программе.

 

                                             Рис. 1.13

 

На схеме рис. 1.13 скорость штока гидроцилиндра ГЦ регулируется с помощью распределителя с пропорциональным управлением РП, управляемым от системы числового программного управления    УЧПУ.

 

НАСОСЫ И ГИДРОДВИГАТЕЛИ

   

 

В гидроприводах станков, роботов и транспортных систем применяются роторные объемные гидромашины: насосы – поршневые и пластинчатые; гидромоторы – поршневые.

 

ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОНАСОСЫ

 

  В пластинчатом насосе однократного действия (рис. 2.1, а) ротор 1 устанавливается в статоре 2 с эксцентриситетом  e. В пазах ротора расположены вытеснители – пластины 3. С торцов ротор и пластины прижаты дисками (на схеме не показаны) так, что объёмы между двумя пластинами, ротором, статором и дисками оказываются замкнутыми и герметичными. В дисках выполнены серповидные пазы А и Б, по которым в камеры подводится (паз А) и отводится (паз Б) рабочая жидкость под давлением p1 и p2, при этом у самовсасывающих насосов давление p1 равно или ниже атмосферного.

При вращении ротора пластины прижимаются к статору центробежной силой и давлением масла. При повороте ротора на угол 0…180 градусов объём замкнутых камер увеличивается, а давление p1 становится ниже атмосферного. За счёт образовавшейся разности давлений – атмосферного и пониженного (вакуумметрического) – через паз А камеры заполняются рабочей жидкостью. При дальнейшем повороте ротора на угол 180…360 градусов объём камер насоса уменьшается и происходит вытеснение жидкости через паз Б. Давление p2, определяемое гидравлическим сопротивлением в напорной гидролинии насоса, всегда больше давления  p1. Поэтому равнодействующая сила, определяемая давлением p2 и площадью боковой поверхности ротора на угле 180…360 градусов, будет направлена сверху вниз, нагружая опоры приводного вала.

Этот недостаток пластинчатых насосов однократного действия отсутствует в насосах двукратного действия (рис.2.1, б). Ротор 1 и статор 2 расположены соосно, без эксцентриситета. Поэтому, при вращении ротора против часовой стрелки, фазам всасывания будут соответствовать углы 0…90 градусов

 (паз А) и 180…270 градусов (паз В), а фазам вытеснения жидкости углы 90…180 градусов (паз Б) и 270…360 градусов (паз Г).

Рис. 2.1

 

Как видно из рисунка камеры вытеснения расположены с противоположных сторон ротора. Следовательно, ротор и приводной вал уравновешены радиальными силами, создаваемыми давлением масла при работе насоса. Это даёт возможность увеличить номинальное давление насоса и его долговечность. Такие насосы имеют постоянную теоретическую подачу Qт, м3/с, определяемую рабочим объёмом Vо, м3/об, подаваемой жидкости

 

         Qт = Vо n = 2 b n (π (R2 – r2) – ( R – r ) s  z / (cosa)),                     (2.1)

 

где n – частота вращения ротора, с-1; b, s – ширина и толщина пластины, мм;

z – число пластин; R, r - большой и малый радиусы статора, м; a - угол наклона пластины к радиусу.

Теоретическая подача насоса однократного действия, м3/с:

 

Qт = Vо n = 2 b e (π D – s z),                                                               (2.2)

 

где D – внутренний диаметр статора, м; e – эксцентриситет, м.

Из сравнения формул (2.1) и (2.2) видно, что в насосах однократного действия подачу рабочей жидкости можно регулировать, изменяя величину эксцентриситета e. Частота n вращения ротора в насосах, применяемых в РТС, остаётся постоянной. Такие насосы называются регулируемыми. Уменьшение подачи насоса (рис.2.1, а) достигается смещением статора 2 влево. При уменьшении эксцентриситета до нуля подача тоже будет уменьшаться, а при смене знака эксцентриситета и постоянном направлении вращения ротора подача жидкости будет расти, но направление потока сменится на обратное, реверсируется. Камеры, связанные с пазом Б, будут всасывающими, нижние камеры – вытесняющими. Такие насосы называются регулируемыми и реверсируемыми. Максимальное перемещение ротора влево и вправо ограничивается жёсткими упорами. Управление подачей насоса может осуществляться давлением в гидролиниях привода от УЧПУ или вручную.

Действительная подача Q  насоса меньше теоретической на величину объёмных потерь – перетечек жидкости из напорной гидролинии в сливную, учитываемых с помощью объёмного коэффициента полезного действия ηo:

                    Q = V  n ηo .                                                                     (2.3)  

 

Величина объёмных потерь растёт с увеличением давления в напорной гидролинии. Статическая характеристика регулируемого по давлению насоса показана на рис.2.1, в. При давлении p = 0 подача насоса близка к теоретической Qт. С увеличением давления подача уменьшается, а в точке А срабатывает регулятор насоса, представляющий собой, например, пружину с регулируемой жёсткостью, установленную с левой стороны статора, (рис.2.1, а).

 Давлением жидкости статор смещается влево, сжимая пружину, и при давлении p3 подача насоса становится равной нулю. Изменение статических характеристик обеспечивается изменением жёсткости пружины, регулировкой упора с правой стороны статора или управлением положения статора с помощью гидроцилиндров. Давление в гидроцилиндрах может изменяться автоматически или оператором вручную.

Номинальная мощность N (Вт) на валу насоса определяется произведением номинальной подачи Qн, м3/с и номинального давления pн , Па:

 

                N = Qн pн / η,                                                                     (2.4)

 

где η = ηo ηм , ηм - механический КПД насоса, выражающий относительную долю механических потерь.

Условное обозначение на принципиальных гидросхемах регулируемых насосов показано на рис. 2.1, г.

Автоматическую регулировку подачи имеют пластинчатые насосы типа Г12 – 5М с номинальной подачей 25…105 л/мин и давлением 6,3 МПа. Объёмный КПД насосов ηo= 0,85…0,9; общий КПД η = 0,73…0,67 [1].

  Регулируемые пластинчатые насосы типа НПлР имеют номинальную подачу 24…152 л/мин, номинальное давление на выходе 16 МПа, диапазон регулирования давления 6,3…16 МПа, ηo= 0,82…0,84 , η = 0,73…0,67.

Насосы пластинчатые нерегулируемые типов Г12 -2М, Г12 – 3М, БГ12 – 4 выпускаются на номинальное давление 6,3 МПа с номинальной подачей 5,8…204 л/мин, ηo= 0,76…0,92, η = 0,58…0,85.

Насосы БГ12 – 2М имеют: Qн = 5…80 л/мин, pн = 10,5МПа, ηo= 0,72…0,9,      ηo= 0,55…0,85.

Нерегулируемые пластинчатые насосы выполняются однопоточными и двухпоточными. В двухпоточных насосах в общем корпусе расположены два насоса с приводом от общего вала. Подачи насосов могут быть одинаковыми и разными, выходные потоки независимые, входные объединены.

Из поршневых насосов в гидроприводах РТС нашли широкое применение аксиально-поршневые, рис.2.2. Насос состоит из барабана 1 с толкателями 2, наклонной шайбы 3, ротора 4 с поршнями 5, опорно-распределительного диска 6, штоков 7,8 и приводного вала 9, соединённого через шпонку с барабаном 1. Наклонная шайба 3 и опорно-распределительный диск 6 соединены с корпусом, причём шайба может поворачиваться на угол α. Ротор 4 соединяется с барабаном 1 торцевой шпонкой и может самоустанавливаться относительно опорно-распределительного диска 6.

Рис. 2.2

 

  При вращении барабана 1 толкатели 2 и поршни 5 совершают возвратно-поступательные движения, всасывая масло при движении к шайбе, и вытесняя – при обратном ходе. В цикле всасывания масло в рабочие камеры ротора 4 подаётся под давлением p1 от вспомогательного насоса подпитки. Действительная подача насоса

    Qд = pd2D tga z n ηo / 4 ,                                                (2.5)

 

где d – диаметр поршня; D – диаметр окружности, на которой расположены поршни в роторе; a - угол наклона шайбы; z - число поршней.

Шайба поворачивается либо управляющими поршнями через штоки 7 и 8 – в насосах типа 2Г15 – 1, либо траверсой – в насосах типа Г13 – 3М. Поршни и траверса управляются давлением в напорной гидролинии, а траверса кроме этого может управляться вручную.

Насосы 2Г15 – 1 выпускаются с подачей 0…68 л/мин при частоте вращения ротора 960 об/мин, с номинальным давлением 6,3 МПа и временем переходного процесса 0,1с [1].

Насосы Г13 – 3М имеют подачу 10…100 и 20…200 л/мин; номинальное давление 16МПа, время реверса потока масла 0,3с, ηo=0,95…0,96 и η= 0,88…0,85.

 

ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОДВИГАТЕЛИ

 

По движению выходного звена различают гидромоторы, имеющие неограниченное вращательное движение выходного звена, поворотные гидродвигатели с ограниченным поворотным движением выходного звена и гидроцилиндры, выходное звено (шток) которых совершает возвратно–поступательное движение.

 

Гидромоторы

 

Из гидромоторов в приводах РТС чаще применяются поршневые, обладающие высокими значениями крутящего момента, широким диапазоном частоты вращения, низкими устойчивыми частотами вращения и высокими показателями качества переходных процессов. По ГОСТ 17752 – 81 их классифицируют по углу между осями блока и поршня на аксиально-поршневые, у которых оси поршней расположены к оси блока под углом не более 45О и на радиально-поршневые, оси поршней которых расположены под углом более 45о к оси блока цилиндров. По способу передачи движения аксиально-поршневые делят: на гидромоторы с наклонным блоком, у которых оси выходного звена и блока цилиндров пересекаются; гидромоторы с наклонным диском, выходное звено которых расположено на одной оси с блоком цилиндров, а поршни связаны с торцовой поверхностью диска, наклонённого к этой оси; гидромоторы с профильным диском.

Радиально-поршневые кулачковые гидромоторы по расположению кулачка подразделяются на гидромоторы с внешним кулачком, кулачок которых расположен вокруг поршней, и на гидромоторы с внутренним кулачком, у которых поршни расположены вокруг кулачка.

Принцип работы аксиально-поршневого гидромотора с наклонной шайбой иллюстрируется схемой рис.2.3. Так же, как и в аналогичном насосе, шайба 1 установлена в корпусе под углом a к оси блока 2 цилиндров. В нерегулируемом гидромоторе шайба 1 неподвижна. Под поршни 3 подаётся масло под высоким давлением р1 и вытесняется ими под низким давлением р2.

 

Рис.2.3.

    

 Поршни, находящиеся под давлением р1, действуют на наклонную поверхность шайбы с силой F p = р1 S, где S – площадь торцевой поверхности поршня, м2. Тангенциальная составляющая Fт реактивной силы Fт = Fр tga =  р1 S tga.

Крутящий момент на валу гидромотора от действия силы Fт на радиусе r:

 

        M F = Fт r = р1 S tga D sinφ/2.

 

Без учёта сил трения и инерции среднее значение крутящего момента, развиваемого гидромотором, может быть рассчитано по формуле, Нм:

 

    M = (р1 - р2) z S D tga/ (2π) ,                                                             (2.6)

 

где z – число поршней; р1, р2 – давления в напорной и сливной линиях гидромотора, Па, D – диаметр, на котором расположены поршни, м.

Нерегулируемые аксиально-поршневые гидромоторы типа Г15 – 2 имеют номинальный крутящий момент 9,4…136 Нм, в зависимости от размера; номинальное давление 6,3 МПа; диапазон частот вращения выходного вала – 60…90 при номинальном моменте и более 2000 – при крутящем моменте не более 0,7 Мном; время реверса 0,03…0,3 с [1].

В аксиально-поршневом гидромоторе с наклонным блоком (рис.2.4) блок цилиндров 1 передаёт вращение выходному валу 2, расположенному под углом a к блоку 1 и соединённому с ним карданом 3. Принцип работы гидромотора аналогичен гидромотору с наклонной шайбой, а среднее значение крутящего момента рассчитывается по формуле 

M = (р1 - р2) z S D sina/ (2p)                                                               (2.7)

Рис. 2.4

 

Блок цилиндров 1 соединяется с выходным валом 2 с помощью кардана 3. Вал 2 гидромотора, нагруженный значительными по величине осевыми и радиальными силами, имеет развитую опору, состоящую из радиально-упорных 4 и радиального 5 подшипников. Такая опора имеет размеры, одинаковые с размерами блока цилиндров 1. Поэтому при более высоком механическом КПД и передаваемом крутящем моменте, при одинаковом числе поршней и их диаметре, гидромотор с наклонным блоком имеет большие габариты в сравнении с гидромотором с наклонной шайбой.

Нерегулируемые гидромоторы 310 выпускают мощностью до 75 кВт, с номинальным давлением 20 МПа, номинальным крутящим моментом - до 748 Нм, минимальной частотой вращения вала – 50 об/мин [1]. Номинальная мощность регулируемых аксиально-поршневых гидромоторов 303 – 16.7…60 кВт, крутящий момент – 84…475 Нм, номинальное давление – 20 МПа, минимальная частота вращения вала – 50 об/мин. 

ОАО «Омскгидропривод» по лицензии фирмы Danfoss выпускает героторные гидромоторы МГП с рабочим объемом 80…315 см3, крутящим моментом 150…300 Нм, частотами вращения 10…800, 10…210 об/мин в зависимости от исполнения, номинальным давлением 20 МПа [1].

 

                                      2.2.2. Поворотные гидродвигатели

 

По виду рабочего органа различают шиберные, поршневые и мембранные поворотные гидродвигатели. Шиберный гидродвигатель (рис.2.6) состоит из корпуса 1, выходного вала 2, шибера 3, неподвижной перегородки 4 и двух торцовых крышек. Если масло под давлением р1> р2 подводится так, как показано на рис.2.6., то гидростатическая сила F = (р1 - р2) (R - r) b создаёт на выходном валу 2 крутящий момент М и шибер 3 поворачивается по часовой стрелке. Обратный поворот вала возможен после соединения камеры  б с напорной, а камеры а - со сливной гидролиниями .

 

Рис. 2.6

 

Крутящий момент на выходном валу, Нм:

 

       M = (р1 - р2) (R2 – r2) b η / 2,                                                            (2.9)

 

где R, r – радиусы корпуса и вала (рис.2.6.), м; b - ширина шибера, м;  η - полный КПД гидродвигателя.

 Угловая скорость поворота выходного вала, с-1 , определяется расходом масла Q, м3/с, в гидродвигатель, площадью лопасти (R - r) b, и радиусом (R + r)/2, м:

 

         ω = 2 Q / ((R2 – r2) b).                                                                   (2.10)

 

 Поворотные гидродвигатели типа ДПГ имеют максимальный угол поворота шибера α = 270о; номинальный крутящий момент в зависимости от размера составляет 160…2000 Нм, номинальное давление р1=16 МПа, максимальную скорость поворота вала 180 o/с.

 Поршневой поворотный гидродвигатель (рис.2.7, а) представляет собой гидроцилиндр 1, в котором находятся два поршня 2, 3 с общим штоком 4, зубчатое колесо 5 и опора 6. Зубчатое колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой, нарезанной на штоке 4, и соединяется с выходным валом 7. При подаче масла в левую камеру гидродвигателя поршни и шток будут двигаться вправо, поворачивая выходной вал по часовой стрелке. Обратное движение достигается после подачи масла в правую камеру гидродвигателя. Конечное положение выходного вала определяется жёстким регулируемым упором 8 или нерегулируемым упором 9. Так как площади S, м2, поршней одинаковы, то крутящий момент М, Нм, и угловая скорость ω, с-1, тоже будут одинаковыми при повороте вала в прямом и обратном направлениях:

      

 

                 M = (р1 - р2) S D / 2 ,                                                             (2.11)

                      ω =2 Q / (S D),                                                                        (2.12)

 

где D – диаметр делительной окружности шестерни, м; Q – расход масла в гидродвигатель , м3/с; р1 и  р2 - давления в напорной и сливной линиях, Па.

 

Рис. 2.7

Иногда, из конструктивных соображений, применяют поворотные гидродвигатели с одним поршнем (рис.2.7, б). Как видно из рисунка, площади поршня не равны S1>S2. Поэтому крутящий момент при повороте выходного вала по часовой стрелке, согласно зависимости (2.11), будет больше крутящего момента при повороте вала в обратном направлении, при одних и тех же значениях давлений (р1 - р2). Угловая скорость при повороте вала по часовой стрелке будет меньше, чем при обратном, при условии одинакового расхода Q (2.12). Однако эти отличия нельзя считать недостатками. В некоторых случаях применение таких гидродвигателей позволяет сократить число гидроаппаратов.

 

Гидроцилиндры

 

Гидроцилиндры относят к наиболее часто применяемому виду гидродвигателей. Предпочтение, отдаваемое им конструктором, определяется достоинствами гидроцилиндров. Они не нуждаются в дополнительных преобразующих устройствах при реализации линейных возвратно – поступательных движений рабочих органов. Гидроцилиндры развивают любые, необходимые для перемещения рабочих органов РТС, тянущие и толкающие усилия. Радиальные размеры гидроцилиндров – минимальные из гидро-, электро-, пневмодвигателей (при одинаковой мощности). По простоте изготовления с ними конкурируют только пневмоцилиндры. Гидроцилиндры обладают высокой жёсткостью, имеют высокий коэффициент полезного действия η = 0,95.

Гидро(пневмо)цилиндры имеют ограниченные линейные размеры, часто определяемые устойчивостью. При действии на шток радиальной силы происходит интенсивный износ уплотнений штока и, как следствие, увеличение утечек масла, уменьшение тяговой силы. Гидро (пневмо) цилиндры классифицируют по следующим признакам: по направлению действия рабочей среды - на цилиндры одно стороннего и двухстороннего действия.

В гидроцилиндрах одностороннего действия (рис.2.8, а) движение выходного звена под действием рабочей среды возможно только в одном направлении. Обратно поршень возвращается пружиной.

Толкающее усилие F гидроцилиндра без учёта трения определяется произведением давления p на площадь S  поршня, F = p S, а скорость q  штока – отношением расхода Q масла к площади S поршня q = Q / S. Сила пружины выбирается из условия Fпр > Fтр, где Fтр – полная сила трения в уплотнениях поршня и штока. Штоковая камера соединяется с гидробаком трубопроводом, отводящим утечки масла через уплотнения поршня.

 В гидроцилиндрах одностороннего действия поршень может перемещаться в обратном направлении не только пружиной. Реверс его возможен под действием силы тяжести или внешней силы (рис.2.9, б). Такие цилиндры часто применяют для уравновешивания тяжёлых рабочих органов, перемещаемых в вертикальной плоскости электромеханическим или гидравлическим приводом. При подаче масла в цилиндр плунжер поднимает рабочий орган с силой F = p S , если сила нагрузки Fн меньше силы F. Для опускания рабочего органа уменьшают давление p.

В гидроцилиндрах двухстороннего действия (рис.2.8, в, г) движение штока в обоих направлениях возможно под действием давления масла. Гидроцилиндры, показанные на этих рисунках, отличаются по конструкции и по основным параметрам. Тяговая сила цилиндра с двухстороннем штоком (рис.2.8, г) в обоих направлениях одинакова F = (р1 - р2)S , где S = π(D2 – d2)/4, D - диаметр поршня, d - диаметр штока,  р2– давление масла в камере цилиндра, из которой оно вытесняется поршнем. Это утверждение справедливо при условии равенства разности давлений ( р1 - р2 ) для движения поршня как вправо , так и влево. При этом предполагается, что для движения поршня влево давление р1 подаётся в правую, напорную камеру, а давление  р2 создаётся в левой, сливной. Скорости при движении поршня вправо и влево тоже равны q = Q/S. 

Расстояние L от конечного положения левого штока до конечного положения правого приблизительно равны трём длинам цилиндра, а точнее L = l1+2 l2, где l2 - расстояние от торца цилиндра до конечного положения штока, L ≈ 3 l1.

 

Рис. 2.8

 

Иногда применяют цилиндры с закреплёнными неподвижно штоками и подвижной гильзой (рис.2.8, д). Масло в камеры цилиндра подаётся через отверстия в штоках. Размер L таких цилиндров меньше, чем в цилиндрах с подвижным поршнем и составляет примерно две длины цилиндра L = 2 l1.

Гидроцилиндры с односторонним штоком (рис.2.8, в) имеют разные рабочие площади поршня: поршневая –   S1= πD2/4, штоковая –     S2= π (D2 – d2) /4. Поэтому тяговые силы и скорости поршня при его движении влево и вправо разные:

 

F1= S1 р1 – S2 р2, q1=Q/S1 ; F2= S2 р1 – S1 р2 , q2= Q/S2. 

 

На рис.2.9, а штоковая и поршневая камеры разъединены. Поэтому при подаче масла в штоковую камеру поршень перемещается влево. На рис. 2.9, б эти камеры соединены с напорной гидролинией. Будет ли двигаться поршень цилиндра и если будет, то в каком направлении? В виду разных площадей S1 и S2 при одном и том же давлении р в камерах равнодействующая тяговая сила F будет направлена вправо и поршень должен двигаться в этом направлении.. Вытесняемое из штоковой камеры масло в объёме Qш = S2qп подаётся в поршневую камеру. К расходу Qн добавляется подача Qш  и скорость поршня вправо определяется их суммой qп= (Qн+Qш)/S1. Другими словами, подобное соединение камер цилиндра позволяет увеличить скорость поршня вправо по сравнению с соединением (рис.2.9, а).

 

Рис. 2.9

 

Можно ли достичь равенства скоростей qп  и qл , соединяя поршневую и штоковую камеры? Для ответа на этот вопрос необходимо выразить скорости поршня qп и qл через параметры гидроцилиндра и приравнять полученные выражения.

Движение поршня влево возможно (рис.2.9, а) со скоростью

 

                    qл = Qн / S2 ,                                                                        (2.13)

 

а вправо – со скоростью

 

                  qп = (Qн+Qш) / S1= (Qн+S2qп) / S1 .

 

После упрощения этого выражения: qп = Qн / (S1- S2) .                         (2.14)

 

Выразим площади S1 и S2 через диаметры D, d поршня и штока:

 

                      qп = 4 Qн /(π (D2 – d2));                                                   (2.15)

 

                      qл = 4 Qн / (π d2) .                                                            (2.16)

 

Если приравняем выражения (2.15) и (2.16), то получим условие равенства скоростей qп = qл :

                      d @ 0,7 D .                                                                          (2.17)

 

По числу позиций, занимаемых штоком, различают двух- и многопозиционные цилиндры. Цилиндры, рассмотренные до сих пор, относятся к двухпозиционным.

 

Рис. 2.10

 

Трёхпозиционный цилиндр схематично изображён на рис.2.10. Он имеет два независимых поршня 1, 2 и шток 3, взаимодействующий средней частью с рабочим органом (блоком зубчатых колёс). Предположим, что шток с рабочим органом находятся в среднем положении (в позиции П1), так, как это изображено на рис.2.10. Если подать масло в камеру А, то шток с рабочим органом и поршнем 2 переместятся в крайнее правое положение (позицию П2). Поршень 1 при этом остаётся неподвижным в крайнем правом положении. Если подать масло в обе камеры А и Б, то при одинаковом давлении масла в камерах поршень 2 переместит шток 3 с рабочим органом в среднее положение (позицию П1). Ход их ограничивается упором поршня 2 в цилиндре. Если масло подать только в камеру Б, то шток 3 переместит рабочий орган в позицию П3, сместив одновременно в левое крайнее положение поршень 1.

По характеру хода выходного звена гидроцилиндры делят на одноступенчатые и телескопические. У первых полный ход выходного звена равен ходу рабочего звена, у телескопических – полный ход выходного звена определяется суммой ходов всех рабочих звеньев. Одноступенчатые гидроцилиндры показаны на рис.2.8, а телескопические – на рис.2.11.

 Двухступенчатый телескопический гидроцилиндр (рис.2.11, а) имеет два поршня диаметрами D 1 и D 2. Шток первой ступени (поршень диаметром D 1) крепится к неподвижной части какого – либо агрегата, а цилиндр – к подвижной. Масло в цилиндр подаётся по осевому каналу в штоке первой ступени. После выдвижения цилиндра до упора в поршень он будет перемещать влево поршень второй ступени до упора в поршень первой ступени. Полный ход цилиндра равен сумме ходов. Масло из штоковых камер вытесняется через радиальное отверстие в штоке второй ступени и осевое отверстие в штоке первой. Обратный ход цилиндра возможен при реверсе потока масла – подаче его в штоковые камеры.

Трёхступенчатый телескопический гидроцилиндр (рис. 2.11, б) имеет три поршня с диаметрами D 1, D 2 и D 3. Корпус гидроцилиндра крепится к неподвижной части агрегата, а шток первой ступени – к подвижной. Для выдвижения штока вправо необходимо подать масло в поршневые камеры цилиндра. Этот гидроцилиндр отличается от двухступенчатого (рис 2.11, а) тем, что он одностороннего действия. Поэтому обратный ход штоков возможен только под действием внешней силы F.

Рис. 2.11

 

     По возможности торможения гидроцилиндры выполняются с торможением выходного звена в конце хода и без торможения. В гидроцилиндре с торможением (рис.2.12) шток у поршня имеет утолщение (диаметр D 3), а в корпусе цилиндра выполнены аналогичные отверстия. В крышки цилиндра встроены обратные клапаны К01, К02 и дроссели Др1, Др2. При подаче масла, например, в штоковую камеру цилиндра поршень перемещается быстро влево до тех пор, пока шток с диаметром D 3 не войдёт в отверстие левой крышки. После этого вытеснение масла из камеры В будет возможно только через тонкое отверстие в дросселе Др1. Объём вытесняемого масла в единицу времени уменьшится, следовательно, скорость поршня тоже уменьшится. В результате поршень достигнет своего конечного положения без сильного удара в крышку цилиндра. Аналогично будет происходить торможение поршня при подходе к правой крышке. 

     Основные параметры гидроцилиндров регламентируются ГОСТ 6540-68: диаметры поршня, начиная с 10 мм, увеличиваются по геометрической прогрессии со знаменателем ряда 1,26; Dmax = 800 мм. Диаметры штока d изменяются по тому же закону, но минимальный диаметр штока равен 4 мм, dmax = 800 мм. Ход поршня так же, как и диаметры штока, увеличивается по геометрической прогрессии, с 4 мм до 8000 мм.

     Гидроцилиндры типа ЦРГ с односторонним штоком выпускаются на номинальное давление 16 МПа с расчётной скоростью поршня 1,5 м/с. Ход поршня в зависимости от диаметров поршня и штока варьируется в предела х 100…1200 мм.

 

Рис. 2.12

 

  Давление страгивания и холостого хода не превышает 1 МПа. Полный КПД не менее 0,95 [ 1 ].

  Гидроцилиндры по ГОСТ Г29-1-77 для зажимных и фиксирующих устройств агрегатных станков и автоматических линий рассчитаны на номинальное давление 10 МПа, имеют два конструктивных исполнения – с односторонним и двухсторонним штоком. Максимальная скорость поршня – 0,5 м/с; диаметры поршня от 40 до 125 мм; ход поршня зависит от исполнения и составляет 16…400 мм для первого исполнения и 16…100 мм – для второго.

Гидроцилиндры типа ГЦ крепятся с помощью проушин и цапф. Номинальное давление – 10 МПа, расчётная скорость поршня 0,5 м/с, диаметры поршня 50, 80, 100 мм. Ход поршня зависит от диаметров поршня и штока: S =100…500 мм (D = 50мм); S = 160…400 мм (D = 80 мм); S = 125…800 мм (D=100 мм). Давление холостого хода 0,3 МПа, страгивания – не более 0,5 МПа.

При проектировании специальных цилиндров, монтаже и эксплуатации стандартных и специальных особое внимание уделяется уплотнениям поршня и штока. От их состояния зависят надёжность и долговечность работы цилиндра, его статические и динамические характеристики.

При износе уплотнений поршня масло перетекает из камеры с большим давлением в камеру с меньшим. Следствием этого является снижение тянущей и толкающей сил, уменьшение максимальной скорости штока, снижение скорости под нагрузкой, опускание штока с рабочим органом, перемещающихся вертикально.

Износ уплотнений штока приводит к увеличению внешних утечек масла, снижению тянущей силы цилиндра и скорости штока, уменьшению настроенного давления в гидросистеме.

Увеличенная затяжка регулируемых уплотнений штока приводит к резкому возрастанию трения, и, как следствие, к износу уплотнения штока, к неравномерному движению штока, уменьшению тяговой силы цилиндра. Резкий износ уплотнений цилиндра наблюдается в результате действия на шток радиальных сил, при несоосности штока и соединённого с ним рабочего органа, попадания грязи и стружки на шток цилиндра, при загрязнении рабочей жидкости гидросистемы.

СПОСОБЫ И УСТРОЙСТВА ПОДГОТОВКИ

ВОЗДУХА

 

В этой главе приводятся сведения о способах очистки и осушки воздуха, о принципах работы основных устройств, применяемых при подготовке сжатого воздуха.  

    

 4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СИСТЕМАХ ПОДГОТОВКИ ВОЗДУХА

 

Сжатый воздух, поступающий в пневмодвигатели, предварительно должен быть очищен от твердых загрязнений, масла, воды и сжат до требуемого давления. При необходимости его смешивают с частичками чистого масла.

На рис. 4.1 показан упрощенный вариант принципиальной схемы системы подготовки воздуха (СПВ). Через фильтр 1 компрессор 2 всасывает атмосферный воздух, сжимает его до заданного предохранительным клапаном ПК давления и подает в пневмодвигатели. Воздух последовательно проходит через концевой холодильник 3, фильтр-влагоотделитель 4, ресивер 5, трубопроводы 9 и 10, осушитель 13, групповой фильтр-влагоотделитель 14, индивидуальный фильтр-влагоотделитель 15, редукционный клапан 16, маслораспылитель 17 или тонкий фильтр 18. 

Для получения давления большего, чем давление в пневмосети, воздух, минуя редукционный клапан, подается в мультипликатор 19. Твердые включения в сжатом воздухе сбрасываются через вентили 6, 11, а вода - через вентили 7, 20 и конденсатоотводчики 8, 21. Трубопровод 9, по которому сжатый воздух подается к ТО, делают с небольшим уклоном (для слива конденсата), а трубопроводы 10 отводят сверху.

На машиностроительных предприятиях применяются центробежные и поршневые компрессоры. Первые характеризуются отсутствием в воздухе компрессорного масла, большой производительностью (до 30000 м3/мин), высоким давлением (до 10 МПа) и надежностью. Поршневые компрессоры могут создавать давление 1 МПа при подаче 100 м3/мин. Поэтому они применяются на предприятиях с небольшим потреблением сжатого воздуха.

 

Рис.4.1

 

Концевые холодильники 3 осушают сжатый воздух методом охлаждения. Охлаждающей средой может быть вода, воздух, фреон или аммиак.

В конструкции фильтров-влагоотделителей 4  предварительной очистки воздуха от твердых частиц и влаги используется инерционный способ очистки (центробежные очистители). Потери давления в них не превышают 0,015 МПа при расходе 400 м3/мин.

Ресиверы 5 сглаживают колебания давления и расхода воздуха, создаваемые работой компрессора. Ресиверы (воздухосборники) проектируются с внутренними перегородками, изменяющими направление потока, благодаря чему происходит дополнительная очистка воздуха. Объем ресиверов достигает минутной производительности компрессора. Такой большой объем сжатого до высокого давления воздуха позволяет получать на выходе системы очистки воздуха практически постоянное пониженное давление и расходовать при необходимости значительные его объемы.

Редукционные клапаны 16  понижают давление и поддерживают его на заданном уровне. При этом уменьшается относительная влажность и воздух становится суше.

С помощью маслораспылителей 17 в воздух вводится чистое масло, которое используется, например, для смазки пар трения пневмоаппаратов, не содержащих уплотнений, разрушающихся от масла.

Если к качеству воздуха предъявляются повышенные требования, то компрессорную строят в непосредственной близости от цеха, потребляющего весь подаваемый ей сжатый воздух, а центральный осушитель устанавливают в компрессорной (рис. 4.2). Компрессор К  подает сжатый воздух в концевой холодильник-маслоотделитель КХ, откуда он попадает в фильтр предварительной очистки ФПО  от твердых включений и влаги. Центральный осушитель ЦО очищает воздух от содержащихся в нем капелек воды, масла, а также от мелких твердых загрязнителей. В фильтре Ф воздух очищается от очень мелких частиц пыли, размером до одного микрометра.

Рис. 4.2

 

Редукционный клапан КР понижает давление воздуха до требуемого значения. К потребителю П воздух может подаваться, проходя через индивидуальный блок подготовки воздуха БПВ (фильтрация загрязнений от трубопроводов), фильтр Ф, индивидуальный осушитель О, преобразователь давления ПД. 

 

            

УСТРОЙСТВА ПОДГОТОВКИ СЖАТОГО ВОЗДУХА

 

  Предварительное знакомство с устройствами подготовки сжатого воздуха в п. 4.1 дает представление о их назначении. Здесь рассматриваются схемы и конструктивные особенности этих элементов.

Фильтры

 

Фильтр-влагоотделитель (рис. 4.3, а) с тонкостью фильтрации 40…5 мкм имеет сменный металлокерамический фильтрующий элемент 1. Воздух подается в отверстие 2 фильтра и, проходя через дефлектор 3, получает винтовое движение. Под действием центробежных сил твердые загрязнители отделяются от потока, проходят мимо отражателя 4 и падают на дно фильтра. Мелкие загрязнители, не отделившиеся от потока, фильтруются металлокерамическим элементом 1. Мельчайшие капельки влаги собираются на фильтроэлементе в более крупные капли, которые под действием силы тяжести стекают на дно корпуса фильтра. Обратному движению загрязнителей вместе с потоком, со дна к фильтроэлементу, препятствует отражатель 4. Чистый воздух выходит к потребителю из отверстия 5. Скопившаяся в фильтре жидкость 6 выпускается через внутренние отверстия клапана 7 после отвертывания пробки 8.

                         а)                                б)                         в)

Рис. 4.3

 

  В фильтре тонкой очистки (рис. 4.3, б) фильтроэлемент 1 выполнен из боросиликатного стекловолокна.  Сжатый воздух подводится к отверстию 2, проходит внутрь фильтроэлемента, очищается боросиликатным стекловолокном и выходит из отверстия 3. Большой объем фильтроэлемента позволяет получить больший расход воздуха и продлить срок работы фильтра. Жидкость (конденсат), скапливающаяся на дне корпуса фильтра, представляет собой масляно-водяную смесь. При большой скорости потока сжатого воздуха она может вспениваться и уноситься потоком в выходное отверстие фильтра. Во избежание этого не следует увеличивать расход воздуха через фильтр больше, чем указано в его паспорте.

  Конденсат может сливаться из фильтра не только вручную, но и автоматически. Автоматический конденсатоотводчик (рис. 4.3, в) состоит из поплавка  1, верхнего клапана 2, трубки 3, пружины 4, поршня 5 и нижнего клапана 6. Когда уровень конденсата поднимется на величину, при которой выталкивающая сила преодолеет вес поплавка и давление воздуха на верхний клапан, он откроется и сжатый воздух по сверлениям в поплавке и отверстие в трубке 3 будет поступать в полость 7. Равновесие сил на поршне 5 нарушится, он опустится и откроет нижний клапан 6. Конденсат  будет вытесняться сжатым воздухом в приемную емкость. Снижение уровня конденсата приведет к опусканию поплавка, закрытию верхнего клапана, подъему поршня и закрытию нижнего клапана

  Засорение фильтроэлемента определяют по перепаду давления (0,04…

0,07 МПа, в зависимости от типа и размера фильтра), для чего в фильтры устанавливают дифференциальные манометры. Поскольку перепад давления на фильтроэлементе зависит не только от степени его засорения, но и от расхода сжатого воздуха через фильтр, от давления на входе, то момент засорения определяют при заданных в паспорте значениях расхода и давления.  

 

Редукционные пневмоклапаны

 

Редукционные клапаны поддерживают  на постоянном уровне давление на выходе не зависимо от изменения его на входе и от расхода сжатого воздуха. Клапан (рис. 4.4) состоит из корпуса, в котором смонтированы мембрана 1, дроссельный клапан 2, пружина дроссельного клапана 3, уплотнение дроссельного клапана 4, шток 5, уплотнение 6, пружина 7. Сжатый воздух подводится в отверстие клапана слева (по чертежу), проходит через дроссельную щель клапана, образованную острой кромкой корпуса и верхней плоскостью дроссельного клапана 2, и отводится из правого отверстия. Сопротивление дроссельной щели приводит к понижению давления отводимого сжатого воздуха, а автоматическое регулирование величины дроссельной щели позволяет поддерживать это давление на постоянном уровне. Требуемый уровень давления задается настройкой силы пружины 7 вручную, с помощью винта 8. Сила пружины действует на мембрану 1 сверху, а снизу на мембрану действует сила, создаваемая давлением отводимого сжатого воздуха (отрицательная обратная связь). 

  При изменении давления отводимого воздуха мембрана прогибается и через шток 5 изменяет величину дроссельной щели, стабилизируя отводимое давление. Высокая точность настроенного давления обеспечивается сбалансированным дроссельным клапаном. Уплотнение 4 изолирует подклапанную полость от подводимого высокого давления, а отверстие в штоке 5 соединяет ее с надклапанной полостью, находящейся в зоне низкого давления.

  Таким образом, дроссельный клапан разгружен от действия разноссти подводимого и отводимого давлений. При повышении давления на выходе выше настроенного пружиной мембрана прогибается, между штоком 5 и жестким центром мембраны образуется зазор. Сжатый воздух проходит через него, отверстие в жестком центре мембраны и отверстие 9 в верхней крышке в атмосферу. Давление в надклапанной полости понижается до значения, настроенного пружиной 7.

 

Рис. 4.4

   В редукционном клапане непрямого регулирования (рис. 4.5) кроме дроссельного клапана 1 со штоком, пружины 2, мембраны 3 и уплотнений имеется пилотный клапан 4 с мембраной 5. Пониженное постоянное давление на выходе редукционного клапана настраивается при помощи винта 6 и пружины 7, действующей на жесткий центр мембраны 5. Осевое отверстие 8 в жестком центре соединяет общую полость для мембран 3 и 5 с атмосферой. Нижний торец осевого отверстия закрывается штоком пилотного клапана. Конусная часть пилотного клапана и отверстие, в котором перемещается его шток, представляют регулируемый дроссель. Он понижает давление в межмембранной полости и поддерживает его постоянным. Регулируемый дроссель с мембраной 5 можно назвать редукционным клапаном первой ступени, дроссельный клапан 1 с мембраной 3 – редукционным клапаном второй ступени, а всю конструкцию – двухступенчатым редукционным клапаном.

Дроссельный клапан 1 закреплен на штоке, внутри которого выполнено осевое отверстие, закрываемое вверху уплотнением 9 жесткого центра мембраны 3. Подмембранная полость соединяется каналом с отводящим отверстием редукционного клапана.

Рис. 4.5

 

После подачи сжатого воздуха на вход клапана и при отсутствии его потребления на выходе редуцированное давление поддерживается на заданном уровне. Это достигается за счет утечек воздуха в атмосферу через отверстие в жестком центре мембраны 3 и осевое отверстие штока дроссельного клапана 1.

Когда идет потребление сжатого воздуха, жесткий центр мембраны 3 опускается, уплотняя осевое отверстие в штоке дроссельного клапана 1, а пилотный клапан 4 продолжает поддерживать постоянное, заданное пружиной 7, давление в межмембраной полости.  

 

 

ВАКУУМНАЯ АППАРАТУРА

 

В технологическом оборудовании РТС вакуум применяется для захвата, удержания и переноса деталей с плоскими поверхностями. Очень востребованы вакуумные устройства для работы с деталями, выполненными из немагнитных материалов, где магнитные захваты не могут быть применены. Это – пластмассовые, стеклянные, резиновые, полированные изделия из древесины. Здесь альтернативы вакуумным устройствам пока нет.

Часто площадь захвата определяется не столько весом изделия, а сколько возможной его деформацией при транспортировке. Увеличение числа захватов и равномерное их распределение по площади деталей, оптимальная величина вакуума в значительной степени уменьшают деформацию гибких изделий.

К вакуумной аппаратуре относятся устройства, создающие вакуум, очищающие, удерживающие, измеряющие и контролирующие его.

 

ЭЖЕКТОРЫ

 

  Вакуум получают с помощью различного типа вакуумных насосов. Схема струйного насоса – эжектора показана на рис. 6.1. В корпус 1 сжатый воздух подводится к отверстию Р. В сужающемся сопле 2 скорость потока возрастает. В результате турбулентного перемешивания и вязкостного трения струя захватывает и увлекает в камеру смешивания 3 частицы окружающей среды из отверстия В. Если это отверстие закрыто, то в нем образуется вакуум. В камере 3 давление всасываемой среды постепенно увеличивается и на выходе, в отверстии А, оно становится равным атмосферному. 

 

Рис. 6.1

 

  Фирмы FESTO и SMC выпускают различные эжекторы и эжекторные головки. В состав эжектора (рис. 6.2, а) входят: эжектор Э, распределитель Р 2/2 с электрическим и ручным вспомогательным управлением, глушитель Г. В отверстие 1 подается сжатый воздух. Включением электромагнита распределителя Р в отверстии 2 создается вакуум, который снимается через некоторое время после отключения электромагнита.

   Воздух к вакуумным захватам поступает через отверстие 3, глушитель Г и эжектор Э. Эжектор (рис.6.2, б) дополнительно оснащен фильтром Ф, очищающим эжектируемый воздух, что уменьшает засорение сопла эжектора.

 

Рис. 6.2

   Эжектор (рис. 6.2, в) позволяет контролировать вакуум с помощью встроенного реле вакуума. Эжектор (рис. 6.2, г) имеет два распределителя Р1 и Р2. Назначение второго распределителя Р2 - ускорить процесс снятия вакуума после отключения электромагнита распределителя Р1.

  В состав эжекторной головки (рис. 6.2, д), кроме эжектора Э, входят клапан быстрого выхлопа КБВ и емкость Е. При работе головки емкость Е заполняется сжатым воздухом через входное отверстие КБВ, а выход КБВ к эжектору Э надежно перекрывается шариковым клапаном. После отключения питания головки давлением накопленного в емкости Е воздуха шариковый клапан КБВ переключается, закрывая входное отверстие и открывая выходное. Импульс давления подается к вакуумным захватам, надежно отталкивая удерживаемую деталь. 

  

                а)                                                          б)

Рис. 6.3

 

Применение обратного клапана КО в эжекторах (рис. 6.3) позволяет удерживать деталь даже после отключения давления питания. Дросселем Др можно регулировать время сбрасывания вакуума, а с помощью реле вакуума РВ (рис. 6.3, б) – контролировать уровень вакуума.

 

ВАКУУМНЫЕ КЛАПАНЫ

  Они применяются с различными вакуумными захватами для поддержания вакуума в системе при выходе из строя одного или нескольких захватов. При увеличении числа захватов в системе может понизиться вакуум и удерживающая сила может оказаться недостаточной. Вакуумные клапаны предотвращают эту ситуацию. При неисправности захвата или негерметичного контакта захвата с неочищенной поверхностью детали подвижная часть клапана 1 (рис. 6.4, а) возникающим воздушным потоком прижимается уплотнительной кромкой к седлу 2, перекрывая поток воздуха в вакуумную систему.

                                                                Рис. 6.4

 

Только небольшое количество воздуха через маленькое отверстие 3 в подвижной части клапана будет попадать в вакуумную сеть. Благодаря этому в других захватах (рис. 6.4, б) вакуум снижается незначительно. В такую вакуумную систему входят, как минимум, эжектор 1. коллектор 2, вакуумные клапаны 3 и присоски 4.

Условное обозначение вакуумного клапана на принципиальных схемах показано на рис. 6.4, в.

КЛАПАНЫ ОБРАТНЫЕ ТИПА Г(ПГ)51-2

 

  Клапаны предназначены для пропуска потока при минимальном или заданном давлении в прямом направлении и непропускания. – в обратном. Клапан (рис.6.1, а) состоит из корпуса 1, плунжера 2, пружины 3, пробки 4.

  При направлении потока подвод-отвод давлением масла плунжер поднимается, сжимая пружину, и масло с небольшим гидравлическим сопротивлением протекает в прямом направлении. При направлении потока отвод-подвод давлением масла и силой пружины плунжер прижимается к коническому седлу, герметизируя соединение.

 

Рис. 6.1

 

Клапаны выпускаются с номинальным расходом 8…160 л/мин, на давление рmax = 20МПа, рmin = 0,35 МПа, роткр(Q = 1…3 л/мин) ≥ 0,15МПа, перепад давления на плунжере р ≤ 0,3 МПа. Условное обозначение клапана на гидросхеме показано на рис. 6.1, б.

Клапаны стыкового исполнения ПГ51-2 отличаются от клапанов резьбового исполнения Г51-2 наличием стыковой плоскости (рис. 6.1, в) на которую выведены отверстия подвода и отвода масла. Соединяется такой клапан с трубопроводом с помощью переходной плиты, имеющей, с одной стороны, плоскость с отверстиями, аналогичными отверстиям стыковой плоскости клапана, а с другой – резьбовые отверстия для соединения с трубопроводом. Клапан резьбового исполнения соединяется с трубопроводом с помощью различных присоединений, ввертываемых в резьбовые отверстия клапана.

Обратный клапан КО (рис. 6.2, а), последовательно соединенный с насосом, предотвращает реверсирование потока масла после отключения энергопитания. Такая схема применяется, например, для нерегулируемых пластичных насосов, в которых при обратном направлении вращения ротора может произойти поломка пластин.

Рис. 6.2

 

Обратные клапаны КО1 и КО2 (рис. 6.2, б) используются для независимой разгрузки насосов Н1 и Н2. При смещении рукоятки распределителя Р вправо весь поток масла от насоса Н1 будет направлен в бак, а от насоса Н2 через КО2 – в гидросистему. При этом КО1 закрывается и давление в гидросистеме поддерживается на уровне настройки клапана давления КД.

Обратный клапан КО (рис. 6.2, в), параллельно соединенный с дросселем, позволяет получить ускоренное движение рабочего органа М вправо и замедленное регулируемое движение – влево. В схеме (рис. 6.2, г) обратный клапан КО позволяет удержать рабочий орган в неподвижном состоянии после отключении энергопитания, не пропуская масло из нижней поршневой камеры цилиндра в бак. Рабочий орган не будет опускаться при закрытом клапане, если клапан давления КД будет настроен на 0.5…1МПа выше статического давления, создаваемого рабочим органом в поршневой камере цилиндра.

Как элемент автоматической блокировки гидродвигателя от опускания под действием статической нагрузки Fст обратный клапан может применяться и без клапана давления (рис. 6.3., а).

 

 

 

Рис. 6.3

 

Установленный в напорной гидролинии клапан КО удерживает шток гидроцилиндра ГЦ в неподвижном состоянии после отключения электромагнита распределителя Р и электродвигателя насоса.

Клапаны с усиленной пружиной, работающие в режиме предохранительных, обеспечивают защиту гидроаппаратов и гидросистем от разрушения. Для этого клапаны ставят параллельно с защищаемым элементом: теплообменником (рис. 6.3, б), фильтром (рис. 6.3, в).

 

КЛАПАНЫ ДАВЛЕНИЯ

 

По принципу регулирования клапаны делятся на напорные, редукционные и комбинированные. По конструкции – на клапаны прямого и непрямого действия.

Клапаны давления прямого действия типа Г(ПГ)54-3

 

Клапаны могут работать в режиме постоянного протекания через клапан части потока (режим переливного клапана) и в режиме эпизодического протекания всего или части потока (режим предохранительного клапана). В первом случае клапаны поддерживают постоянное давление на входе, во втором – предохраняют гидросистему от повышения давления. Клапаны выпускаются на расход 20…160 л/мин, минимальный расход – 1…5 л/мин, давление настройки – 0,3…20 МПа.

Клапан (рис. 6.4. а) состоит из корпуса 1 (показанного на схеме условно в виде контура), золотника 2, пружины 3 и регулировочного винта 4. Масло под давлением р1 подводится в камеру А и под давлением р3 – под нижний торец золотника. Сверху золотник нагружен силой пружин 3 и давлением масла р2 в камере В. До тех пор, пока сила пружины превышает подъемную силу, создаваемую давлением масла р3, камеры А и Б разобщены. Когда подъемная сила станет больше силы пружины, золотник начнет подниматься. После соединения камер А и Б через образовавшуюся щель (гидравлическое сопротивление) масло будет проходить в линию с давлением р2. При этом в камере В, соединенной гидролинией с камерой Б, увеличится давление р2 и сила, действующая на золотник сверху.

 

Рис. 6.4

При равенстве этой силы подъемной золотник остановится и давление р1 стабилизируется. Устойчивость золотника в таком равновесном состоянии достигается демпфированием колебаний давления р3 гидравлическим сопротивлением Д (демпфером – тонким отверстием) и трением между золотником и корпусом клапана.

 При случайном увеличении давления р1 равновесие сил на золотнике нарушается и золотник поднимается. Гидравлическое сопротивление щели между камерами А и Б уменьшается, и давление р1 тоже уменьшается до прежнего статического уровня. При этом гидролиния, сообщающая камеры Б и В, играет роль отрицательной обратной связи по давлению. Для стабилизации давления р1 на более высоком или низком уровне надо соответственно сжать или ослабить пружину 3.

Условное обозначение клапанов показано на рис. 6.4, б. В зависимости от того, соединяются или разъединяются камеры В и нижняя торцовая с отверстиями отвода и подвода, клапаны выполняют разные функции. Клапан основного исполнения 1 (рис. 6.4, б), установленный последовательно с гидронасосом, поддерживает заданную разность давлений Δр = р1 - р2, установленный параллельно - поддерживает постоянное давление р1 (переливной клапан) или предохраняет гидросистему от перегрузки (предохранительный клапан). Клапаны исполнения 2 предназначены для пропускания потока в прямом направлении только при достижении давления р3 заданной величины , определяемой настройкой пружины и давлением р2. Клапан исполнения 3 (линия управления и обратная связь разъединены с подводом и отводом) пропускает поток масла в обоих направлениях, если давления управления р3 и р4 имеют такие величины, что соблюдается следующее неравенство S1 р3 – S2 р4 > Fпр . Клапан исполнения 4 пропускает поток масла в прямом направлении при условии

 

                                  р1 > ( S2 р4 + Fпр ) / S1 .

 

Клапаны давления часто применяются для поддержания в гидросистеме постоянного давления и предохранения ее от разрушения при повышении давления (рис. 6.2, а, б). Для удержания вертикально перемещаемых рабочих органов при отсутствии энергопитания, при кратковременных остановках, при повреждении трубопроводов (рис. 6.2, г). Для гидравлической разгрузки тяжелых рабочих органов (рис. 6.5, а). Отличием схемы на этом рисунке от схемы рис. 6.2, г является установка клапана давления параллельно гидроцилиндру, т. е. использование его а режиме предохранительного клапана. Кроме этого, гидроцилиндр ГЦ в схеме рис. 6.5, а предназначен только для разгрузки рабочего органа от сил веса.

Рис.6 5.

 

  В отличие от гидроцилиндра ГЦ (рис. 6.2, г) он не перемещает рабочий орган. Поэтому настраивается на давление, создающее вертикальную силу, равную весу рабочего органа. Клапан давления КД (рис. 6.2, г) настраивается на давление, превышающее статическое давление на 0,5…1 МПа , создаваемое в поршневой полости ГЦ неподвижным рабочим органом. Обратный клапан КО2, гидропневмоаккумулятор ПГА и реле давления РД на рис. 6.5, а – элементы автоматической блокировки. Обратный клапан и аккумулятор позволяют поддержать расчетное давление в ГЦ при отключении гидростанции, реле давления подает аварийный сигнал при значительном снижении давления в гидроцилиндре.

В схеме рис. 6.5, б клапан давления КД1 предназначен для поддержания постоянного давления в напорной гидролинии насоса. Клапан КД2 поддерживает постоянное давление в сливной линии. Клапаны КП1 и КП2 предохраняют фильтр Ф и теплообменник ТО от разрушения при засорении. При засорении фильтра все неочищенное масло будет проходить в гидросистему через КП1. При отказе теплообменника ТО неохлажденное масло из гидросистемы будет сливаться в бак через КП2.

В схеме, показанной на рис. 6.6, а, клапаны давления параллельно соединены с обратными клапанами. Такое соединение позволяет пропускать поток в прямом направлении при настроенном пружиной давлении, а в обратном – с минимальными потерями давления. Это - гидроклапаны давления с обратными клапанами типа Г(ПГ)66-1. В схеме (рис. 6.6, а) они работают в режиме клапанов последовательности. Для того чтобы осуществить поворот заготовки на заданный угол (деление), ее необходимо предварительно зажать. Такая последовательность работы ГЦ1 и ГЦ2 достигается с помощью клапана давления КД1. По условиям работы обратный ход ГЦ1 возможен только после разжима заготовки. Эта последовательность достигается с помощью клапана давления КД2.

     Если линия управления не связана с линией подвода, то управлять потоком через клапан можно от любой другой гидролинии (рис. 6.6, б). Здесь управление клапаном осуществляется от напорной гидролинии насоса. Гидроцилиндр ГЦ2 зажимает изделие, а цилиндр ГЦ1 перемещает рабочий орган после зажима. После включении правого электромагнита распределителя Р шток цилиндра ГЦ1, нагруженный рабочим органом, будет перемещаться вправо после того, как цилиндр ГЦ2 зажмет изделие и в напорной гидролинии поднимется давление.

  При этом по цепи управления давлением откроется клапан КД2 и из штоковой камеры цилиндра ГЦ1 через дроссель Др и клапан КД2 масло вытесняется в бак. Клапан КД1 работает в режиме предохранительного.

Еще один пример использования клапана давления в качестве элемента автоматической блокировки показан на рис. 6.6, в. Цепь управления и обратная связь клапана КД2 подключены к дросселю Др для измерения перепада давления. При достижении расчетной частоты вращения ГМ (соответственно и перепада давления) откроется клапан КД2 и гидроцилиндр ГЦ будет перемещать рабочий орган.

 

       

Рис. 6.6

 

Рис. 6.7

 

Давление незначительно снижается и стабилизируется на уровне, заданном пружиной клапана. При случайном снижении подводимого давления  р1 нарушается равновесие сил, действующих на клапан и плунжер, последний опускается, уменьшая щель между подводом и сливом, давление  р1 восстанавливается. За счет введения конусного седла снижено влияние гидродинамической силы на устойчивость клапана. Быстродействие этих клапанов ниже, чем у клапанов прямого действия, однако устойчивость положения основного плунжера и подводимого давления выше.

  Клапан давления КД (рис. 6.8, а) работает в режиме предохранения гидросистемы. Если такой клапан будет работать в сочетании с нерегулируемым насосом, то его задачей будет стабилизация давления в напорной гидролинии (рис. 6.8, б). Назначение распределителя Р - снижение давления в напорной гидролинии насоса до минимального, например, при остановке гидродвигателя.

  Если при работающем клапане давления соединить камеру над плунжером с баком, включив электромагнит YA, то плунжер поднимется и через щель между плунжером и корпусом (конусное седло) масло с минимальными потерями давления будет сливаться в бак. После выключении электромагнита клапан давления КД будет работать в режиме стабилизации давления.

 

Рис. 6.8

 

 

ТИПА МКРВ

 

Редукционные клапаны применяются для понижения давления в отдельной части гидросистемы и поддержания его на заданном уровне. Схематично (рис. 6.9, а) и конструктивно они отличаются от предохранительных клапанов открытой щелью между плунжером и корпусом. Мало отличается и принцип работы.

При подъеме плунжера рабочая щель клапана не увеличивается, а уменьшается. За счет падения давления на гидравлическом сопротивлении щели давление  р2 на выходе клапана уменьшается по сравнению с подводимым  р1 и остается постоянным. Так, например, при случайном уменьшении подводимого давления  р1 в начальный момент давления р2 и перед клапаном 5 тоже уменьшатся. Клапан 5 опустится, увеличивая гидравлическое сопротивление щели. Давление перед клапаном 5 увеличится. Плунжер 2 опустится, увеличив рабочую щель и давление  р2 на выходе восстановится. Условное обозначение клапанов, наглядно иллюстрирующее принцип его работы, показано на рис. 6.9, б, а упрощенное обозначение клапана, используемое при составлении принципиальных гидросхем, – на рис. 6.9, в.

 

                                                     Рис. 6.9

 

 Если необходимо снизить давление только в одной полости гидродвигателя, то редукционный клапан устанавливается в гидролинии, связывающей эту полость с гидрораспределителем (рис. 6.10). При движении штока ГЦ1 вправо давление в поршневой полости снижается клапаном КР1, а при движении штока влево давление в штоковой камере будет равно давлению в напорной линии гидросистемы.

Если необходимо понизить давление одновременно в нескольких гидродвигателях, то редукционный клапан КР2 монтируется в напорной линии, перед распределителем Р2. Компоновка клапана КР2 менее экономична в сравнении с компоновкой клапана КР1. Постоянный слив масла в бак через вспомогательный клапан КР2 снижает КПД гидросистемы.        

Рис.6.10

 

Рис.6.11

 

После зажима детали и остановки штока ГЦ повышенным давлением открывается вторая рабочая щель и масло направляется в небольшом количестве на слив. Давление остается сниженным постоянным, определяемым настройкой пружины клапана. Если произойдет случайное изменение давления в напорной гидролинии, то соответственно изменится гидравлическое сопротивление обеих рабочих щелей, а усилие зажима останется постоянным. При резком падении давления клапан с электроконтролем подает аварийный сигнал.

Если закрыть отверстие «подвод», а напорную гидролинию соединить с отверстием «отвод», то клапан будет работать в режиме предохранительного.

 

Дроссель типа ПГ77-1

 

  Дроссели выпускаются на максимальный расход 80 л/мин, минимальный расход 0,06 л/мин, максимальное давление 20 МПа. Основными элементами дросселя являются установленная в корпусе 1 втулка 2 (рис. 6.12) и втулка-дроссель 3, перемещаемая винтом 4 в осевом направлении. Отверстие во втулке имеет форму, показанную на рисунке справа (Вид А). Совместно с острой кромкой втулки-дросселя дроссельная щель имеет треугольную форму, практически исключающую зависимость установленного расхода масла от температуры.

Рис.6.12

 

  Дроссель или регулятор может быть установлен в сливной гидролинии (на выходе) (рис. 6.13, а), в напорной гидролинии (на входе) (рис.6.13, б) и между ними (в ответвлении) (рис. 6.13, в, г). Дроссели, установленные на выходе и на входе (рис. 6.13, а, б), управляют скоростью гидроцилиндра в обоих направлениях движения штока. При использовании гидроцилиндров с односторонним штоком скорости штока влево и вправо разные. Дроссель (рис. 6.13, д) считается установленным на входе, если шток цилиндра перемещается вправо. При движении штока влево он установлен на выходе. На рис. 6.13, е дроссель установлен на выходе при движении штока вправо, или на входе, если шток перемещает рабочий орган влево. Недостатком рассмотренных схем дроссельного регулирования является большая потеря мощности на дросселирование всего потока масла в гидроцилиндре. Схемы с дросселем в ответвлении (рис. 6.13, в, г) лишены его. Дросселируется только часть масла, а основной поток проходит в гидроцилиндр без потерь. Чем больше скорость этого потока, тем меньше потери мощности.  

 

 

Рис.6.13

 

   Для уменьшения потерь на дросселирование применяют параллельное соединение дросселя с обратным клапаном (рис. 6.14, а, б, в). Такое соединение позволяет получить ускоренное движение штока в одном направлении и регулируемое дросселем – в обратном. Если поставить два дросселя с обратными клапанами (рис. 6.14, г, д), то скорость штока можно регулировать в обоих направлениях по схеме: дроссель на выходе или на входе.

 

 

Рис 6.14

 

В этом случае можно соответствующей настройкой дросселей добиться равенства скоростей движения рабочих органов влево и вправо.

 

Рис.6.15

 

Работает регулятор (рис. 5.15) следующим образом. Если давление р3 после дросселя не изменяется, то давление р2 перед дросселем поддерживается редукционным клапаном постоянным. При изменении давления р3, например, уменьшении, снижается давление над плунжером, нарушается равновесие сил на плунжере и он поднимается, уменьшая щель. Гидравлическое сопротивление ее увеличивается, давление р2 уменьшается и восстанавливается перепад давления (р2 – р3) на дроссельной щели.

Регуляторы выпускаются на максимальный расход 160 л/мин. Максимальное давление 20 МПа, перепад давления на дросселе 0,2…0,3 МПа.

Условное обозначение регуляторов расхода на приципиальных схемах показано на рис. 6.15, б, а регулятора с обратным клапаном – на рис. 6.15, в.

Так же, как и дроссели, они могут устанавливаться на входе (рис. 6.16) и на выходе (рис. 6.17). При этом для получения, например, трех стабилизированных скоростей вполне достаточно одного регулятора и двух дросселей Др1, Др2 (рис. 6.17).

 

Рис.6.16

Рис.6.17

ГИДРОЗАМКИ ТИПА ГЗМ

 

  Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан. Он пропускает поток масла в прямом направлении и не пропускает в обратном. От обычного обратного клапана он отличается тем, что при необходимости может быть открыт для обратного потока. Выпускаются односторонние и двухсторонние гидрозамки. Первые имеют один клапан и надежно запирают одну линию гидродвигателя при его остановке или случайном падении давления. Двухсторонние гидрозамки (рис. 6.18, а) имеют два клапана и надежно запирают обе линии гидродвигателя. Такой замок состоит из корпуса 1, поршня 2, основного клапана 3 и шарикового клапана 4. Линии А и В соединяются с гидродвигателем, а линии С и D – с насосом или баком. Если, например, с насосом соединена линия С, то давлением масла основной клапан 3 сжимает слабую пружину и открывается, пропуская масло в гидродвигатель по линии А. Одновременно давлением в линии С поршень 2 смещается вправо и открывает правый шариковый клапан.

  Через образовавшуюся щель масло в небольшом количестве проходит в направлении В- D. Давления на торцах правого основного клапана сравниваются, он открывается поршнем 2 и основной поток проходит в направлении В- D в бак.

  Условное обозначение на принципиальных схемах двухстороннего клапана показано на рис. 6.18, б.

 

Рис.6.18

Односторонний гидрозамок ГЗ на рис. 6.19, а надежно запирает слив из поршневой камеры цилиндра ГЦ, нагруженного внешней силой, после выключения электромагнитов распределителя Р1 или при внезапном отключении энергопитания.

Рис.6.19

 

Двухсторонний гидрозамок ГЗ (рис. 6.19, б) надежно удерживает инструментальный магазин, поворачиваемый гидромотором ГМ, после отключения электромагнитов распределителя Р1. При этом не имеет значения в каком направлении вращался гидромотор – гидрозамок запирает обе его гидролинии.

Рис. 7.1

    

  На рис. 7.1 гидроцилиндр перемещает рабочий орган РО вправо со скоростью u = Q1 / S1 = Q2 / S2 . Из этого выражения следует, что скоростью движения РО можно управлять, изменяя либо расход Q1 в напорной линии, либо расход Q2 в сливной линии гидросистемы.

  Расходы Q1 и Q2 можно изменять, устанавливая гидравлические регулируемые сопротивления в напорной или сливной линиях (дроссельное регулирование), либо управлять расходом с помощью регулируемого насоса (машинное регулирование), либо обоими способами (машинно-дроссельное регулирование).

   В гидросистеме, изображенной на рис. 7.2,  скорость вращения гидромотора ГМ  зависит от расхода Q масла в ГМ и рабочего объема V0 гидромотора: n = Q / V0 .   

В примере рис. 7.2, а применяется машинное регулирование, когда изменение расхода  Q масла достигается изменением параметров насоса. Но может быть применен и дроссельный способ (рис. 7.2, б) если в цепь между насосом и гидромотором установить дроссель.

Если заменить гидромотор с постоянными параметрами на регулируемый (рис. 7.2, в) то управлять скоростью рабочего органа можно будет, изменяя параметр V0 гидромотора. Это тоже машинный способ.

В гидросистеме на рис. 7.2, г скоростью рабочего органа можно управлять, изменяя расход масла в гидромотор насосом и дросселем – машинно-дроссельный способ регулирования.

Выбор способа регулирования для конкретного привода зависит в основном от параметров нагрузки, действующей на рабочий орган. В этой главе анализируются все три способа регулирования с точки зрения влияния внешней нагрузки на скорость выходных звеньев гидродвигателей.  

 

Рис. 7.2

 

УПРАВЛЕНИЕМ

           

    Рассмотренные в п. 8.5 гидроусилители являются приборами с высокими статическими и динамическими параметрами. Однако сложность их изготовления и эксплуатации определяет высокую стоимость, что ограничивает их применение в гидросистемах РТС.

    Своеобразная революция в гидроприводе технологического оборудования РТС произошла с появлением гидроаппаратуры с пропорциональным управлением. В первом приближении – это аппараты с дискретным или ручным управлением, оснащенные электромагнитами постоянного тока и датчиками положения золотников и клапанов. Основная идея, которой руководствовались разработчики такой аппаратуры, заключалась в создании дешевых аппаратов дистанционного управления с повышенными динамическими характеристиками. 

    Специально для этого были разработаны два типа электромагнитов: с  регулируемым пропорциональным усилием и регулируемой длиной хода. В электромагнитах первого типа усилие остается постоянным при неизменном токе управления и смещении якоря внешней силой. Длина хода якоря составляет 1. . .5 мм.  Такие электромагниты применяются для управления распределителями, запорными клапанами, регуляторами потока. В электромагнитах с регулируемой длиной хода положение якоря остается постоянным при неизменном токе управления и изменении внешней силы в рабочем диапазоне. Длина хода якоря 3. . .5 мм, применение - в дросселях и распределителях прямого регулирования.

 

 

Гидрораспределители

                                                            

    Гидрораспределители пропорционального управления типа РП оснащаются электромагнитами с регулируемым усилием типов ПЭМ6-1 и (или) ПЭМ6-2 (с датчиками обратной связи).

 

Рис. 8.26

 

Так, например, распределитель типа РП-6 с диаметром  условного прохода 6 мм комплектуется электромагнитами обоих типов, рис. 8.26, а. Распределитель РП-10 выполнен двухступенчатым с датчиком ДОС обратной связи по положению основного золотника. В первой ступени используется гидрораспределитель с диаметром условного прохода 6 мм, оснащенный двумя электромагнитами типа ПЭМ6-1, рис. 8.26, б. На поясках золотника второй ступени выполнены профильные лыски, обеспечивающие плавное изменение расхода масла при движении золотника в рабочем диапазоне.

Гидрораспределитель РП-16, рис. 8.26, в, тоже двухступенчатый, с индуктивным датчиком ДОС обратной связи по положению основного золотника ОЗ. На якорях электромагнитов ЭМ1  и ЭМ2 закреплены  заслонки, расположенные против сопел СЗ1  и СЗ2. К соплам через редукционный клапан КР  и диафрагмы Д1, Д2 подводится масло под давлением 2,5 МПа. Управляющие камеры золотника ОЗ  подключены к гидролинии, связывающей диафрагмы  с соплами. При отсутствии управляющего сигнала эти камеры через сопла соединены со сливной гидролинией. Поэтому ОЗ пружинами устанавливается в среднее положение.

  После подачи сигнала управления якорь одного из электромагнитов, например ЭМ1, перемещает заслонку к соплу СЗ1. Возрастающее гидравлическое сопротивление увеличивает давление р₁ управления пропорционально входному сигналу. Под действием этого давления ОЗ  перемещается влево, сжимая пружину, и останавливается, когда наступает равенство сил пружины и давления управления. Величина смещения золотника и расход масла по линиям Р-В и А-Т тоже пропорциональны управляющему сигналу. Сигнал датчика ДОС  подается в блок управления, где сравнивается с задающим сигналом. При наличии рассогласования усиленный сигнал подается в обмотки электромагнитов, и положение заслонок корректируется. Условное обозначение распределителей РП-10 и РП-16 представлено  на рис. 8.26, г.

    Для управления распределителями РП применяется специальный блок БУ, обеспечивающий стабильность тока управления в обмотке магнита независимо от температуры и колебания напряжения в сети. Функциональные возможности БУ допускают: согласование с маломощным управляющим устройством и ЧПУ; возможность линейного нарастания тока управления за время 0,1. . .5 с при ступенчатом входном воздействии; возможность регулирования амплитуды осцилляции и  установки начального тока.

Основные характеристики распределителей типа РП приведены в справочнике [1].

 

. 8.6.2. Клапаны ограничения давления

                                                                                                                     В клапанах ограничения давления с ручной регулировкой винт регулировки давления и пружина заменены пропорциональным электромагнитом, воздействующим на гидравлический преобразователь клапана. Преобразователи сопло - заслонка и дроссельные устройства, преобразующие расход в перепад давлений, наиболее часто используются в клапанах ограничения давления.

Так, в предохранительном клапане М-ПКПД (рис. 8.29) таким преобразователем является  сопло - заслонка СЗ. Заслонка закрепляется на якоре пропорционального электромагнита ПМ. Масло в сопло поступает из управляющей камеры УК  золотника, в которую оно проходит от входного отверстия Р через сверления в золотнике и демпфер Д. Так же, как и в простом предохранительном клапане, подъем золотника вызывается перепадом давлений на демпфере при протекании через него масла. Величина рабочего зазора в паре золотник - корпус и давление настройки предохранительного клапана пропорциональны управляющему сигналу.

 

Рис. 8.29

Рис. 8.30

 

  Клапаны М-ПКПД выпускаются с диаметром условного прохода 10, 20 и 32 мм. Номинальный расход составляет 3...40, 5 ... 100 и 10 ... 250 л/мин, максимальный расход - 32 МПа. Стабильность установленного давления не более 1.5%.

В клапанах ограничения давления фирмы BOSCH (рис. 8.30, а) пропорциональный магнит ПМ управляет конусным дроссельным преобразователем, изменяющим давление в управляющей камере УК золотника. При подъеме конуса давление в УК понижается, нарушается равновесие сил на торцах золотника, и он поднимается. Величина подъема золотника до нового равновесного положения и давление настройки клапана пропорциональны сигналу управления. Клапаны с диаметром условного прохода 6 мм имеют максимальный расход 40 л/мин, максимальное давление до 315 бар.

    Клапаны с диаметром условного прохода 10 мм оснащаются датчиком обратной связи. Максимальный расход составляет 120 л/мин, а регулируемое давление - 180 и 315 бар. 

    Клапаны ограничения давления фирмы REXROTH аналогичной конструкции оснащаются встроенным предохранительным клапаном, предотвращающим возможное превышение давления при отказе системы управления. 

Условное обозначение клапанов ограничения давления с пропорциональным управлением на принципиальных схемах приведено на рис. 8.30, б. 

Рис. 8.31

 

  Основная ступень представляет собой дроссельный золотник ДЗ и дроссельную втулку, образующие при смещении золотника рабочую щель h₂ для пропуска масла в направлении А - В. С золотником соединен датчик обратной связи ДОС. Питание дроссельного преобразователя ДП осуществляется через демпфер Д  от основной гидролинии А. Золотник ДЗ  в статике находится в равновесии под действием сил, создаваемых давлениями p₁, р₂ и силы пружины.

При увеличении зазора h₁ в первой ступени ДП давление р₂  уменьшается, золотник ДЗ  поднимается, увеличивая зазор h₂ и расход масла через рабочую щель. При этом положение золотника пропорционально давлению р₂, щели h₁ и току управления в обмотке пропорционального магнита ПМ. Датчик обратной связи контролирует фактическое положение золотника (расход масла). При наличии рассогласования между заданным и фактическим значениями положение золотника изменяется. Условное обозначение дросселей с пропорциональным управлением на принципиальных гидросхемах показано на рис. 8.31, б.

 

                                                           Рис. 8.32

 

  Регулятор расхода с пропорциональным управлением (рис. 8.32, а) состоит из обычного редукционного клапана  КР прямого действия и дроссельного золотника  ДЗ, управляемого непосредственно пропорциональным магнитом ПМ. По цепям обратных связей вход и выход золотника  ДЗ соединяются с нижней и верхней управляющими камерами редукционного клапана, что позволяет поддерживать постоянным перепад давления ( р₂ - р₃) на дроссельном золотнике, а, следовательно, и расход масла через регулятор расхода при постоянном входном воздействии (токе в обмотке ПМ). Условное обозначение регулятора - рис. 8.32, б.

Регуляторы расхода типов ДДМ-6 и ДДМ-10 рассчитаны на давление до 32 МПа и расход  масла 20 и 50 л / мин.

        

Рис. 9.46

Система работает с абсолютными значениями, что не требует задания базовых точек, в том числе и при падении напряжения. Воспроизводимая точность     0,001 % расстояния +0,02 мм.

ГИДРОСХЕМ

 

Проектирование принципиальной гидросхемы для основного ТО, промышленных роботов, транспортной, складской или контрольно-испытательной систем, вспомогательного оборудования, следует рассматривать как часть общего процесса создания гидросистемы. Стадии и этапы проектирования гидросхем должны соответствовать общим требованиям ГОСТ 2.103—68. Рекомендации на проектирование ПР изложены в справочнике [1], на разработку РТК — в монографии [2], на проектирование принципиальных гидросхем ПР — в работе [3].

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

 

Основным исходным документом для проектирования принципиальной гидросхемы является техническое задание, разрабатываемое заказчиком в соответствии с ГОСТ 15.001—73. Применительно к проектированию принципиальных гидросхем основные разделы ГОСТа можно интерпретировать следующим образом.

В разделе «Цель и назначение разработки» указываются в числе других и задачи разработки. При проектировании принципиальной гидросхемы станка здесь могут найти отражение вопросы разработки гидропривода подачи стола, траверсы, консоли, шпиндельной бабки, ползуна и т. д.; автоматического переключения скоростей какого-либо привода; автоматической разгрузки рабочих органов станка от сил веса; автоматического крепления, фиксации, поворота и транспортирования спутников; автоматической фиксации подвижных узлов; разработки системы автоматической блокировки и индикации неисправностей гидропривода станка и др. При разработке гидросхем для ПР ставятся задачи разработки гидравлического привода различных звеньев ПР (с ручным или программным управлением); систем автоматической блокировки, индикации неисправностей, диагностирования привода и др.

В разделе «Технические требования» общими для всех элементов ТО являются требования по составу гидропривода и его конструктивному устройству: тип применяемой насосной установки и рабочая среда, тип системы программного управления; размещение гидропанелей и их размеры; общий вид ТО с расположением гидродвигателей либо кинематическая схема с указанием исполнительных гидродвигателей; циклограмма работы ТО с указанием частей цикла и операций, выполняемых гидроприводом; тип гидродвигателей, их количество и основные размеры; контроль конечного положения штоков и валов гидродвигателей.

Специфическими являются показатели технологического процесса. Так, при проектировании принципиальной гидросхемы станка к важным показателям относятся точность обработки, точность позиционирования, перемещения и скорости по каждой из координат, тяговые силы и моменты на валах гидродвигателей, автоматически управляемые координаты, готовность к диагностированию, элементы и системы автоматической блокировки и индикации неисправностей, условия эксплуатации. При разработке гидросхем ПР основные показатели (ГОСТ 25378—82)—грузоподъемность ПР и руки ПР (крутящий момент), число степеней подвижности, погрешность позиционирования и отработки траектории, рабочее пространство, зона обслуживания, число управляемых координат, перемещения и скорости по координатам, масса звеньев манипулятора и их размеры.

Раздел «Экономические показатели» должен отражать данные сравнения нескольких вариантов, в том числе с ручной и автоматической переналадкой ТО на выпуск новой продукции. Например, выбор гидроаппаратуры с ручным или автоматическим управлением может быть определен только из сравнения показателей экономической эффективности приводов и станков в целом с той и другой аппаратурой. Одним из приближенных критериев применимости гидроаппаратуры может служить отношение времени ручной наладки привода на новые режимы работы к времени работы станка на этих режимах. Если это отношение близко к единице, то для повышения производительности необходимо выбирать автоматическое управление и переналадку. В этом случае затраты на управление будут окупаться повышением производительности.

Тщательный анализ технического задания должен создать ясное представление, прежде всего о самом ТО, для которого проектируется принципиальная гидросхема: о его компоновке; пространственном положении и действующих нагрузках; рабочих органах, приводимых в движение гидродвигателями; кинематической связи гидродвигателей с рабочими органами; о величинах перемещений и скоростей; исходных положениях рабочих органов. Если ответы на эти вопросы из анализа технического задания получены, то проектирование принципиальной гидросхемы значительно упрощается.

 

ВЫБОР ТИПА ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ

 

Основные параметры гидродвигателей и их кинематическая связь с рабочим органом в основном определены техническим заданием. Поэтому на данном этапе проектирования принципиальной гидросхемы предстоит решить следующие задачи:

— выбор стандартного гидродвигателя или проектирование специального;

— определение объема работ, связанных с креплением гидродвигателя к            подвижной и неподвижной частям объекта;

— размещение трубопровода для подвода и отвода масла;

— доступность для монтажа, эксплуатации и диагностирования гидродвигателей.

 

Рис. 12.1

Г

 

Рис. 12.20

 

На рис. 12.20 представлена часто применяемая в гидроприводах станков схема дроссельного регулирования скорости стола станка. Гидросистема, реализованная по этой схеме, приводит в движение стол со скоростями быстро вперед (БВ), рабочая подача (РП), быстро назад (БН). Для получения ускоренных движений включается один из электромагнитов YA 1 или YA 2 распределителя Р1 и электромагнит YA 3. При этом рабочая среда без сопротивления вытесняется поршнем цилиндра через распределители Р1 иР2 в бак. После выключения электромагнита YA 3 скорость стола изменяется с ускоренной на рабочую, стабилизированную подачу, за счет вытеснения рабочей среды через регулятор расхода РР. В схеме использованы распределители Р1 и Р2 с электрогидравлическим управлением (диаметр условного прохода dу = 16 мм). Распределители с dу < 16 мм тоже могут применяться в схеме рис. 12.20. Для выбора типа и размера dу распределителя необходимо рассчитать расход масла в цилиндр, обеспечивающий рабочему органу требуемую скорость холостого хода.

Для исключения гидравлического удара массивные рабочие органы, движущиеся с большими скоростями, должны плавно переключаться на рабочую подачу или остановку. Один из вариантов гидросистем с плавным снижением скорости холостого хода показан на рис. 12.21. Движение РО со скоростью u₁ холостого хода БВ начинается после включения электромагнитов YA 2 и YA 4. На этой скорости стол должен пройти путь L1, затем на скорости u₂ стабилизированной подачи пройти путь L2. На небольшом расстоянии до точки переключения скорости отключается электромагнит YA 4 и включается YA 3. Рабочая среда вытесняется через дроссель ДР, настроенный на получение замедленной скорости РО. Величина этой замедленной скорости рассчитывается, либо определяется экспериментально, исходя из условия допустимого заброса давления в сливной линии цилиндра при торможении.

Рис. 12.21

 

Последовательное соединение двух гидрораспределителей, рис.12.20, рис. 12.21, позволяет получить стабилизированную подачу и ускоренное движение. Схемы просты, а реализованные по ним приводы работают надежно. Однако у них есть и недостатки. Отметим два основных: повышенные потери мощности из-за последовательного соединения распределителей и сложность обеспечения заданных подач при реверсировании рабочего органа. Параллельное соединение распределителей позволяет: уменьшить гидравлическое сопротивление потоку масла при ускоренном движении; применить один из распределителей с уменьшенным условным проходом; реализовать приводы с двумя и тремя регулируемыми или стабилизированными скоростями движения в обоих направлениях

Применение гидроцилиндров с односторонним штоком позволяет получать сравнительно большие скорости u₃ при обратном ходе стола. Для цилиндров с диаметром поршня в два раза больше диаметра штока, при постоянной производительности насоса, u₃>u₁ в 1,33 раза. Увеличение скорости u₁ сокращает время обработки изделия. Достичь этого можно разными способами. Например, применением дифференциального способа, когда ускоренное движение вперед достигается одновременной подачей рабочей среды в обе камеры гидроцилиндра. За счет вытеснения поршнем рабочей среды из штоковой камеры в поршневую скорость РО возрастает, при постоянной производительности насоса.

 

 

Рис. 12.22

 

На рис. 12.22 показан фрагмент принципиальной схемы привода стола фрезерного станка. Здесь функции распределителей разделены: с помощью Р1 можно сообщить столу стабилизированные подачи в обоих направлениях, а с помощью Р2 – ускоренные движения, при этом движение БВ (включение YA 4) реализуется по дифференциальной схеме. В представленной схеме оба распределителя выбраны с электромагнитным управлением. Вид управления распределителем Р2 определяется после расчета суммарного расхода рабочей среды через него от насоса и штоковой камеры.

Второй вариант увеличения скорости u₁ , рис. 12.23, также без увеличения производительности насоса, предусматривает получение высоких скоростей  u₁ и u₃ с помощью дифференциальной схемы управления (распределитель Р2) и аккумулятора А.При движении стола станка со скоростью u₁ включаются электромагниты YA 4 иYA 5. Суммарный расход рабочей среды в поршневую камеру, из штоковой камеры цилиндра и аккумулятора, сообщают столу станка большую скорость холостого хода вперед. Для увеличения скорости u₃к штоковой камере подключают через распределитель Р2 аккумулятор А. Назначение остальной аппаратуры: обратный клапан КО1 защищает насос от обратного потока рабочей среды; КО2 на дает разряжаться аккумулятору в процессе обработки изделия; с помощью крана К можно разряжать аккумулятор вручную; распределитель Р4 предназначен для гидравлической разгрузки насоса при кратковременной остановке станка.

 

Рис. 12.23

 

     Реализация больших скоростей быстро вперед (u₁) и быстро назад (u₃) по схеме рис.12.24 достигается с помощью дифференциальной схемы управления, аккумулятора и двух насосов. Каждый из способов – дифференциальный, использование накопленной гидравлической энергии аккумулятора или производительности дополнительного насоса, могут применяться раздельно, либо вместе. Схема дает возможность подключать один из насосов, либо оба, либо отключать от цилиндра оба насоса. При этом работа каждого насоса, а также их совместная, на различных этапах цикла обработки изделия, может происходить с разными расчетными давлениями. Для этого в схему введен клапан КДП с пропорциональным управлением.  Раздельная или общая гидравлическая разгрузка насосов позволяет гидросистеме, реализованной по схеме рис. 12.24, экономить энергию не только в различные периоды цикла обработки, но и при кратковременной остановке станка. Поэтому затраты на клапан давления КДП и аккумулятор А быстро окупаются.    

Рис. 12.24

 

  С помощью последовательно-параллельного соединения распределителей можно проектировать гидросистемы с общим числом скоростей более трех. Схема на рис. 12.25 предусматривает возможность получения трех стабилизированных скоростей рабочего органа, одной замедленной и одной скорости холостого хода. Еще две замедленные скорости получаются при одновременной работе распределителей Р2 и Р3. Вряд ли все скорости будут реализованы только при движении рабочего органа вправо. Часть их может быть затребована при его реверсе.

Вместо одного регулятора расхода и двух дросселей можно применить три регулятора расхода, подключив Р3 к линии 4. Распределитель Р3 можно выбрать с меньшим условным проходом, чем Р1 и Р2. При расчете замедленной скорости, получаемой с помощью дросселя Др3, следует помнить, что параллельно с ним работает регулятор расхода РР. Поэтому целесообразно выбрать для РР наименьшую из стабилизированных подач.

 

Рис. 12.25

Рассмотренная схема, хотя и дает возможность автоматически включать одну из нескольких установленных скоростей, все же не обеспечивает полной гибкости при встройке в РТК или АЛ. Кроме того компоновка привода с четырьмя дросселями значительно увеличивает размеры гидропанели и удорожает привод.

Все перечисленные недостатки устраняются при использовании гидроаппаратуры с пропорциональным управлением. Например, регулятор расхода РРП, рис. 12.26, а, с пропорциональным управлением типов ДД6 и ДД10, установленный на выходе, обеспечивает любую стабилизированную скорость рабочего органа в пределах расхода через дроссель с условным проходом 6 и 10 мм. Требуемое дискретное значение подачи достигается управлением РРП от контроллера, УЧПУ или другого устройства автоматического управления. Ускоренное перемещение рабочего органа определяется максимально возможным расходом масла через РРП. Для достижения больших скоростей нецелесообразно выбирать РРП с увеличенным условным проходом, так как при этом ухудшается регулирование на малых подачах, увеличиваются непроизводительные затраты мощности при протекании масла через Р1 и РРП. Экономичнее применять уже известную схему с параллельно установленными распределителями, рис. 12.26, б, один из которых Р2 предназначен только для реализации ускоренных перемещений.

 

 

 

Рис. 12.26

 

Приводы подач рабочих органов, перемещаемых в вертикальной плоскости, могут быть выполнены по рассмотренным схемам и возможным их комбинациям. Отличительной особенностью таких приводов является обязательное применение элементов автоматической блокировки, удерживающих рабочий орган в неподвижном состоянии после отключения энергопитания станка. В принципиальной гидросхеме, изображенной на рис.12.27, таким элементом автоматической блокировки является клапан давления КД. Он настраивается на статическое давление в поршневой камере ГЦ при отключенных электромагнитах распределителя Р1. Чтобы шпиндельная бабка не опускалась под действием собственного веса это статическое давление увеличивают на 0,5…1,0 МПа. Если станок находится в отключенном состоянии долгое время, то шпиндельная бабка будет опускаться из-за утечек рабочей среды через КД, КО и перетечек ее через уплотнение поршня. Для предотвращения этого в гидросистему введены распределитель Р1 с закрытыми линиями в средней позиции, а также зажимные гидроцилиндры ЦЗ (4 щт.), которые включаются в работу во время остановки шпиндельной бабки. Вместо клапанов КД и КО можно ввести в схему дроссель с обратным клапаном и гидрозамок одностороннего действия, соединенные последовательно. Распределитель Р1 в этом случае должен быть выполнен по 34-й схеме, у которого выходные линии в среднем положении соединяются со сливной, что обеспечит надежное срабатывание гидрозамка.

 

Рис. 12.27

 

Гидросистемы с клапанами давления в функции элемента автоблокировки от самопроизвольного опускания применяются для небольших по массе рабочих органов. Тяжелые шпиндельные бабки, салазки, порталы, как правило, уравновешивают.

Шпиндельная бабка вертикально-фрезерного станка, рис. 12.28, имеет раздельную компоновку. Ползун перемещается по направляющим салазки гидроцилиндром, гильза которого закреплена на салазке, а шток – на ползуне. Оба устройства уравновешены грузом, вставленным в стойку станка. Груз с салазкой соединен тросом, накинутым на ролики, установленные на стойке. Для перемещения такой уравновешенной массы не требуется больших усилий. Так,  при холостых движениях салазки вверх и вниз ее привод преодолевает только силу трения в направляющих. Поэтому для установочных перемещений салазки в схеме применен гидромотор ГМ. Ускоренные движения салазки происходят при включении одного из электромагнитов распределителя Р3 и электромагнита YA 6, а замедление в конце быстрого хода - при отключении YA 6. Скорость медленного движения настраивается с помощью дросселя ДР, установленного на входе, что позволяет сохранить высоким крутящий момент на валу гидромотора. Клапан давления КД2 создает подпор в сливной линии гидромотора, что, в конечном счете, увеличивает плавность замедленного хода салазки и точность ее позиционирования. Зажимные цилиндры ЦЗ (4 шт.) подключаются к гидросистеме в моменты покоя салазки, увеличивая жесткость системы станина-салазка, а, следовательно, и точность обработки. Для управления ползуном применена схема с двумя распределителями Р1, Р2 и регулятором расхода РР. Так как ползун не уравновешен относительно салазки, то от самопроизвольного опускания под действием собственного веса его удерживает клапан КД1. Для более надежного удержания ползуна, при длительной остановке станка, можно ввести в схему зажимные цилиндры одностороннего действия, с пружиной в одной из камер.

 

Рис. 12.28

 

 Приводы подач с шиберными поворотными гидродвигателями, поршневыми поворотными гидроцилиндрами и приводы с гидромоторами отличаются равенством площадей поршня или суммарных площадей поршней, что упрощает достижение равенства скоростей движения рабочего органа при реверсировании. Схемы регулирования скорости с такими гидродвигателями отличаются от рассмотренных только составом элементов автоблокировки. На рис. 12.29 представлена принципиальная гидросхема привода подачи стола легкого станка. Гидромотор ГМ через редуктор Р и передачу винт-гайка приводит в движение стол РО станка. Передаточное число редуктора рассчитывается из условия реализации минимальной и максимальной подач при обработке заданного изделия. Для управления гидромотором применена уже описанная выше схема с регулятором расхода на входе.

Рис. 12.29

 

Рис. 12.33

 

При проектировании гидросхем рассматриваемых приводов надо помнить о необходимости фиксации блока в каждой из позиций. Это особенно важно для приводов с вертикально перемещаемыми блоками зубчатых колес тяжелых станков, рис. 12.33, в. Если в схемах рис. 12.33, а, б фиксация в процессе работы привода обеспечивается давлением масла и выбором соответствующих длин хода поршней, а при выключенном приводе - механически, то для вертикально подвижных блоков этого недостаточно. Только применение элементов автоматической блокировки – гидрозамка ГЗ, рис. 12.33, в, клапанов давления, тормозных цилиндров - позволяет надежно удержать блок после отключения энергопитания станции гидропривода.

Приводы делительных механизмов имеют регулировку скорости чаще всего только в направлении деления (поворота на заданный угол). Большие инерционные нагрузки приводов массивных рабочих органов можно уменьшить различными способами. В гидроприводах станков, например, применяются тормозные дросселирующие устройства, включаемые при подходе рабочего органа к заданной позиции. Можно, применив распределитель с электрогидроуправлением, притормаживать его переключение за счет дросселирования потока масла из торцовых камер основного золотника или установкой диафрагмы в управляющую гидролинию пилота. Необходимым условием работы таких приводов при частой переналадке является оснащение их датчиками положения рабочего органа.   

Рис. 12.34

 

 

Последовательность работы гидроцилиндров Ц1 и Ц2 по гидросхеме рис.12.34, а определяется последовательностью включения электромагнитов Y А1-Y А4 распределителей Р1 и Р2. Но иногда вместо двух применяют один распределитель, рис. 12.34, б, а для выполнения заданной последовательности работы вводят клапаны давления КД1 и КД2, пропускающие масло в цилиндрЦ1 только при достижении давления в линиях 2 или3 величины, определяемой настройкой пружин клапанов. Например, пока давление в линии 2 мало, за счет подвода фиксатора цилиндром Ц2 подготовка деления не происходит. И только после фиксации рабочего органа и последующего подъема давления шток Ц1 переместится вправо. Вряд ли можно считать такую схему экономичнее первой (рис.12.34, а). Непроизводительные затраты мощности за счет увеличения перепада давления на КД1 и КД2, а также большее количество гидроаппаратуры - основные недостатки такого привода.

Рис. 12.35

 

 

Широкие возможности в управлении приводами появляются при использовании автономного задатчика типа Г69-14 и гидрораспределителей с пропорциональным управлением. Шаговый двигатель ШД, рис. 12.35, а, управляемый от УЧПУ, через следящий золотник приводит во вращение гидромотор и через редуктор - рабочий орган РО. Число позиций, на которое может быть повернут РО, не ограничено. После деления цилиндр Ц с помощью рычага зажимает РО. Распределитель РП, рис. 12.35, б, обеспечивает регулирование скорости и реверсирование рабочего органа. Кроме того, система автоматического управления позволяет запрограммировать необходимый закон торможения и разгона РО. Применение датчика положения рабочего органа в этом случае обязательно. Цилиндр фиксатора Ц2 управляется так же, как в схеме рис. 12.35, а.

Основная задача, которую должен решить конструктор при проектировании гидропривода зажима подвижного рабочего органа станка, заключается в обеспечении постоянного усилия зажима в процессе работы гидросистемы. Ослабление усилия, вызываемое падением давления, может произойти не только при отказе какого-либо элемента гидросистемы, но и при ускоренном перемещении рабочего органа, совмещенного по времени с работой гидроцилиндра зажима. Происходящий при этом сдвиг заготовки или зажимаемого рабочего органа может привести к неточности обработки или несчастному случаю.

Если давление в поршневой камере гидроцилиндра Ц, рис. 12.36, а, всегда меньше давления в напорной гидролинии, то для поддержания постоянного давления в ней применяется редукционный клапан КР. Установка клапана по такой схеме снижает КПД привода за счет непроизводительных утечек масла через КР. Уменьшить их удается, устанавливая клапан после распределителя, рис. 12.36, б. При разжиме заготовки масло вытесняется цилиндром через КР в обратном направлении. Если в сливной линии не стоит подпорный клапан, то обратный поток через КР возможен. В противном случае лучше пропускать этот поток через обратный клапан, рис. 12.36, в. Если расход в цилиндр не превышает 25 л/мин, то можно применить редукционный клапан прямого действия с обратным клапаном, рис. 12.36, г.

Рис. 12.36

 

Постоянное давление в зажимаемой камере можно поддержать с помощью клапана усилия зажима КУЗ, рис. 12.36, д. Обратный клапан КО не позволяет резко снижаться давлению в линии 4 при понижении давления в линии 1. Однако при отключении энергопитания давление в линии 4постепенно снижается из-за перетечек в поршне цилиндра Ц, распределителе Р и клапане КО

 

Рис. 12.37

 

Применение аккумулятора А, рис. 12.37, позволяет значительно дольше удержать необходимое давление зажима детали после отключения энергопитания. Гидрозамок с раздельной камерой управления позволяет повысить КПД гидросистемы и уменьшить время зажима детали. После зажима детали аккумулятор подключается к поршневой камере и может долго удерживать деталь зажатой при случайном отключении энергопитания гидросистемы. Для отжима детали включается электромагнитYA 1, а клапан гидрозамка закрывается, не позволяя аккумулятору разряжаться.

Иногда, желая поддержать постоянное давление в зажимаемой камере гидроцилиндра, отделяют его от остальной гидросистемы клапаном давления КД, рис. 12.38, а. Основная задача здесь решена, но КПД гидросистемы резко снижен из-за больших потерь мощности на дросселирование потока масла в КД при холостых ходах гидродвигателей.

Чтобы повысить надежность работы станка и экономичность гидропривода, упростить наладку гидросистемы в гибком производстве, целесообразно отделить гидропривод зажима изделий от остальной части гидросистемы. Два возможных варианта схем показаны на рис. 12.38, б, в. Цилиндры зажима Ц1 и Ц2 , рис. 12.38, б, питаются от отдельного насоса, а давление поддерживается на постоянном уровне клапаном КД. После разжима насос разгружается с помощью гидрораспределителя Р2. При частой переналадке гидросистемы клапан КД может быть заменен клапаном давления с пропорциональным управлением. Применение его наиболее эффективно в приводах зажимных устройств, изменяющих жесткость конструкций станка в функции, действующих на них нагрузок.

Рис. 12.38

 

Наиболее экономичным является аккумуляторный привод, рис. 12.38, в. Группа цилиндров Ц1 — Ц8 питается от отдельного насоса. Пневмогидроаккумулятор А заряжается до давления, которое несколько выше требуемого для зажима, после чего одним из реле давления (РД1) электродвигатель отключается и обратный поток масла к насосу запирается обратным клапаном КО. Гидроцилиндры будут зажимать и отжимать, используя накопленную аккумулятором А энергию, до тех пор, пока давление в нем не снизится до расчетного, номинального, требуемого для зажима. Тогда реле давления РД2, настроенное на это давление, вновь включит электродвигатель для зарядки пневмогидроаккумулятора, и цикл повторится. При выборе гидроаппаратуры по этой схеме следует выбирать обратный клапан с минимальными утечками (Г51-31(32); КОМ 6/3).

 

 

Рис. 12.39

 

Система управления приводами инструментальных магазинов должна обеспечить заданную скорость движения инструмента, реверсирование и точное позиционирование магазина,. Как правило, подготовка к смене инструмента совмещается по времени с обработкой детали на станке. Поэтому требование минимизации времени подготовки не предъявляется. Максимальная скорость может ограничиваться затрачиваемой мощностью, точностью позиционирования, надежностью удержания инструментов в магазине и при неизменном составе инструментов меняется редко. Учитывая, что магазины на станках РТК могут оснащаться различным по типу и размерам инструментом, необходимо предусмотреть в проектируемой системе ручное или автоматическое управление скоростью их движения. Ручное дроссельное регулирование угловой скорости магазина МИ, рис. 12.39, а, в сочетании с управлением распределителем при помощи бесконтактного датчика положения приводит к большой погрешности позиционирования. Для ее уменьшения в схему введен цилиндр Ц2, доводящий МИ до требуемого положения и фиксирующий МИ после остановки. Дросселем ДР2 настраивают максимальную скорость МИ, дросселем ДР1- скорость подхода к точке позиционирования. Редукционный клапан КР ограничивает давление в цилиндре Ц1 (он может отсутствовать).

Если фиксатором Ц2 можно довернуть магазин МИ и вывести в точку позиционирования с высокой точностью, то доводить длинные массивные магазины инструментов с помощью фиксаторов сложно. Значительно проще, но менее экономично, доводить их с помощью гидрораспределителя с пропорциональным управлением РП, рис. 12.39, б, включенного в САУ позиционированием МИ с обратной связью по положению и скорости магазина. Такая система может адаптироваться к количеству и массе инструмента, обеспечить оптимальную скорость прямого и обратного движений, требуемый закон торможения и разгона магазина инструментов.

 

Рис. 12.40

 

Отличительной особенностью систем управления гидродвигателями ограждений является обеспечение возможности перемещения шторок вручную, например, после аварийного отключения энергопитания гидросистемы. Отличает их также низкое давление в гидроцилиндре, необходимое для перемещения шторок. Для выравнивания давления в гидросистеме можно уменьшить диаметр поршня цилиндра, что не всегда удается реализовать в виду отсутствия стандартных длинноходовых цилиндров с небольшими диаметрами. Поэтому реально применение редукционных клапанов. Еще одной особенностью этих гидросистем является продолжительное время статического положения в каждой позиции шторок. Применение трехпозиционных распределителей не целесообразно из-за нагрева электромагнитов и быстрого их отказа. Лучшим вариантом здесь будет использование двухпозиционных распределителей с двумя электромагнитами.

Дросселем Др2, рис. 12.40, а, регулируется скорость шторок, а дросселем Др1- перемещение шторок после аварийного отключения энергопитания. Гидрозамок ГЗ на рис. 12.40, б, удерживает шторку в поднятом состоянии после аварийного отключения энергопитания. Два гидроцилиндра с односторонними штоками Ц1 и Ц2, рис. 12.41, применяются для перемещения шторок под углом друг к другу.

 

Рис. 12.41

Для уборки стружки в станках применяются шнековые транспортеры Ш, рис.12.42, приводимые во вращение гидромоторами. Поскольку уборка стружки происходит постоянно в одном направлении — из желоба в бункер, то реверсирования гидромотора не требуется, а гидрораспределитель можно использовать как кран, перекрывающий поток масла в гидромотор для остановки транспортера. Скорость вращения шнека ограничивается дросселем ДР, который позволяет оптимизировать работу шнека при разной загрузке его стружкой. Как правило, дросселем ДР настраивается одна скорость вращения шнека, рассчитываемая по среднему за цикл обработки изделия объему или массе стружки в желобе. Если масса стружки меньше расчетной, или стружка отсутствует, то непрерывная работа шнека с постоянной скоростью вращения становится затратной.

 

Рис. 12.42

 С целью уменьшения потерь энергии можно предусмотреть в гидросистеме две скорости шнека, рис. 12.43, а. Одновременно с началом обработки изделия включается электромагнит YA 1 распределителя Р. Наименьшая скорость вращения шнека настраивается дросселем ДР1. После увеличения объема стружки рабочий включит электромагнит YA 2 и скорость вращения шнека, определяемая дросселем ДР2, увеличится. Уменьшить потери энергии можно, если применить схему с дросселями, установленными параллельно гидромотору ГМ, рис. 12.43, б.   

 

Рис. 12.43

 

Рис. 12.44

 

При использовании двух транспортеров сдвоенным дросселем ДР, рис.12.44, можно настраивать одинаковые или разные скорости вращения шнеков, в зависимости от интенсивности загрузки их стружкой. В этом случае процесс ручной настройки скорости вращения шнеков получается сложным из-за разного расположения дросселей и транспортеров.

 

Рис. 12.45

 

Процесс многократного ручного переключения скоростей вращения шнека не является наилучшим с позиции оптимизации энергозатрат. Потери энергии в этом варианте работы гидросистемы зависят от дискретных, не оптимальных, величин скоростей вращения шнека, а также от выбора момента переключения скоростей, определяемого рабочим визуально.

   Автоматическое управление скоростью вращения шнека позволяет уменьшить энергозатраты и освободить рабочего от постоянного наблюдения за работой станка и приблизительной настройки скорости вращения шнека. Системы автоматической уборки стружки отличаются типом датчика, контролирующего массу или объем стружки. Цель программирования систем управления таких гидросистем одна – минимизация энергетических затрат. Процесс заполнения желоба стружкой в гидросистемах с гидромоторами контролируется по изменению разности давлений в напорной и сливной гидролиниях гидромотора, или только по давлению в его напорной линии, рис. 12.45. Это давление пропорционально крутящему моменту на валу шнека, соединенного с валом гидромотора муфтой. Крутящий момент определяется радиальной составляющей суммарной силы, сдвигающей стружку шнеком вдоль желоба. Суммарная сила сдвига стружки зависит от массы, вида и состояния стружки. Таким образом, контролируя изменение давления в напорной линии 3 гидромотора ГМ, можно получать информацию о загрузке желоба стружкой. Давление в линии 3 контролируется с помощью датчика давления ДД, соединенного через систему управления СУ с пропорциональным дросселем ДрП, изменяющим скорость вращения шнека. В программу управления вводится информация о предельных скоростях вращения шнека, а также зависимость скорости вращения шнека от давления в напорной линии 3.

О.И. ВОЛЬНОВ

 

 

ГИДРОПНЕВМОПРИВОДЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОУРУДОВАНИЯ

 

для групп заочного обучения

 

 

Нижний Новгород 2018

 

 

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

 

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ им. Р.Е. АЛЕКСЕЕВА»

 

 

О.И. ВОЛЬНОВ