С помощью пневмопривода реализуются очень большие скорости движений рабочих органов – более 15 м/с для линейных скоростей и более 100000 об/мин - для угловых. Пневмоприводы обеспечивают надежную работу технологического оборудования в цехах с высокой запыленностью, влажностью и пожароопасностью. Объемный пневмопривод – это единственный привод, с помощью которого можно создавать конструкции захватных вакуумметрических устройств для работы с деталями, изготовленными из любого металла, стекла, пластмасс. Объемный пневмопривод легко автоматизируется. При этом статические и динамические характеристики его значительно улучшаются.
Недостатками пневмопривода являются: большая сжимаемость рабочих сред, приводящая к нестабильной скорости рабочих органов; небольшой диапазон регулирования скоростей (неавтоматизированного); низкая точность позиционирования при работе по конечным выключателям (неавтоматизированного).
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.
Дата: 2019-02-25, просмотров: 293.
