Разделы сайта

Читаемое

Обновления Nov-2017

Промышленность Ижоры -->  Станки механосборочного производства 

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 [ 47 ] 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96

где ф - угловая скорость выходйою вала мотора при выбранной

- передаточное отношение редуктора; t) -

мощности; ред =

Фгаах

общий коэффициент полезного действия редуктора.

При выборе приводного мотора по моменту, развиваемому на выходном валу, следует иметь в виду не только иеравенство М ах Л1врп1ах/11г ред. НО И диапазон изменения скорости вращения вала

мотора ф max фтахред: Фм min < фтШред- ПереДаТОЧНОе ОТНО-

шение 5ред следует выбирать таким, чтобы удовлетворялись все эти неравенства.

Если поворот осуществляется моментным цилиндром, то, задавшись наибольшим рабочим давлением гидравлической системы /зах == = 1,3; 6,3; 12,5; 32; 60; 80 МПа, принимают наибольший перепад давления в полостях моментного цилиидра равным 0,8ршах и, выполняя неравенство

о-9-О.О/Зшах >

вр шах

выбирают конструктивные размеры моментного цилиндра (ширину Ь, наибольший R и наименьший г радиусы).

Далее определяют требуемый наибольший поток рабочей среды, необходимый для достижения наибольшей скорости движения.

Qmax = Фт

Т1об

где т]об - объемный коэффициент полезного действия, учитывающий перетечки в полостях моментного цилиндра.

Затем находят наименьшую собственную частоту

Им. ц - Ji

где W - объем рабочей полости моментного цилиндра.

Эта частота не должна быть меньше выбранной ранее со. Если собственная частота сОм. ц моментного цилиндра меньше со, то ее следует принять за исходную для выбора времени разгона и повторить расчет.

Если для поворота используют силовой цилиндр и реечную передачу, то наибольшая сила, действующая на шток силового цилиндра,

F -

max -

вр шах

а. к

где Гз, к - радиус начальной окружности зубчатого колеса, ось которого совмещена с осью поворота звена А.

Задавшись наибольшим давлением pi в рабочей полости цилиндра и полагая ориентировочно давление слива рс равным 0,1ршах, можно выбрать конструктивные параметры силового цилиндра

Ртвх < PlSi - О, lpniaxS2-

Учитывая силы трения в уплотняющих манжетах поршня и штока диаметром dyn, получим

f шах < PlDVi - Q,\pm.n (D2 - d2)/4 -

- nD 0,62 - nd 0,62 dyjjJefipt

где fp - коэффициент трения, равный 0,1 при трении резиновой манжеты по стали.

Выбрав диаметры поршня D и штока d, длину рабочего хода штока цилиндра следует принять не менее Lp, х лГз. к- Наибольшая величина потока

Q = Гз. кфтах + ky {р\ - /9с),

где ky - коэффициент внутренних утечек, обычно kj = 0,1-Н),25 см/(с.МПа).

Наименьшая собственная частота

где /Ппр - приведенная масса подвижных частей; /,ц - суммарная длина полостей цилиндра.

Собственная частота сос. ц должна быть не менее частоты со, по которой выбрано время разгона и торможения.

§ 6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ

Объемное регулирование. Регулирование скорости движения исполнительных органов посредством изменения объема рабочих камер насоса называют объемным регулированием. Такое регулирование может быть бесступенчатым при бесступенчатом изменении объема рабочих камер насоса и ступенчатым.

Бесступенчатое изменение объема рабочих камер насосов в зависимости от их конструкции может осуществляться либо за счет изменения эксцентриситета ротора относительно статора в радиально-лопастных и радиально-поршневых машинах, либо за счет изменения угла наклона планшайбы или блока в аксиально-поршневых машинах, либо за счет изменения ширины зацепления в шестеренных насосах и пр., т. е. во всех случаях за счет смещения какого-либо органа относительно другого. Такое смещение может осуществляться с помощью, например, дифференциального цилиндра с полостями На и 116 (рис. 15.12). В полости На, имеющей большую эффективную площадь, устанавливается давление, пропорциональное подаче насоса, посредством клапана постоянной разности давления 16, поддерживающего постоянный перепад на дросселе 9.

При увеличении силы тока, поступающего от электронной системы управления 4 в катушку электромагнита дросселя 9, дроссель увеличивает проходное сечение, и давление перед дросселем и в полости управления клапана 16 падает. Клапан 16 уменьшает свое проходное




сечение, давление за дросселем 14 повышается. Увеличивается результирующая сила в полости 11а цилиндра управления, шток которого перемещает сектор или планшайбу насоса в положение, способствующее увеличению его производительности.

Питание системы управления производительностью насоса осуществляется вспомогательным насосом /3, который обеспечивает необходимый подпор во всасывающей линии основного насоса.

Поток, проходящий через дроссель 9, пропорционален площади лроходного сечения

Сдр = г5др.

Величина открытия дросселя пропорциональна силе тока в регулируемом магните

др - ээ-Поток жидкости, проходящей через дроссель, зависит от текущего значения объема рабочей камеры и частоты вращения насоса сод:

Qh = Сдр = VtCOh = eHVah,

где бн = v/vh - параметр настройки насоса, равный отношению текущего значения объема камеры к наибольшему объему камеры Vh-

При ПОСТОЯННО!! частоте вращения параметр настройки насоса становится пропорциональным силе тока в регулируемом магните Дросселя 9:

Давление за дросселем 9 ограничивается клапаном 15, который, как и клапан 16, контролирует давление в полости На цилиндра управления. Наибольшее давление в заклапанной полости клапана 15 настраивается с помощью пропорционального клапана 3, управляемого электронной системой /. Поток жидкости зависит от силы тока в регулируемом магните дросселя 9, а наибольшее давление в системе - от силы тока в магните клапана 3. Аварийное ограничение давления определяется предохранительным клапаном 2. Аккумулятор 10 предназначен для сглаживания пульсаций потока и динамической защиты насоса при переключении распределителя 8. Предохранительный клапан 12 ограничивает давление во всасывающей полости основного насоса, предохраняя насос 13 от перегрузок. От распределителя 8 поток жидкости может поступать в рабочие полости, например регулируемого мотора 5. Объем рабочих камер мотора регулируется так же, как и объем камер насоса, и зависит от силы тока, поступающего из системы управления 6 в катушку электромагнита клапана 7,

Рис. 15.12. Схема объемного регулирования

Полагая, что поток, проходящий через дроссель, равен потоку в напорной линии насоса и затрачивается на вращение мотора и компенсацию объемных потерь в аппаратуре и моторе, а также на сжимаемость жидкости в напорной линии, имеем

EhVhWh - 2 ~ Т EmVmCOh = о, (15.1)

где k - коэффициент утечек; р - перепад давления в напорной и всасывающей линиях основного насоса; W - объем напорной линии; Е - модуль упругости жидкости; е, - параметр настройки мотора, равный отношению текущего значения объема рабочей камеры Vt. м к наибольшему Vj,.

Момент, развиваемый гидравлическим мотором, должен преодолеть моменты, создаваемые нагрузкой, инерционными силами и силами трения, т. е.

cpv M(0-f У1,рО)м +

+ Мтр sign -f Мсом, (15.2)

где с - коэффициент, зависящий от размерности величин, входящих в формулу; например, если р измеряют в МПа, а Vm в м*, то с = = 156-10 ; М (О - момент, создаваемый нагрузкой; Уцр - момент инерции, приведенный к валу мотора; Мтр - момент силы трения, Mv - градиент сил трения.

Исключив р из выражений (15.1) и (15.2), можно представить частоту вращения мотора в установившемся режиме в следующем виде:

Ч мЛ н-й;7(л<о + Л1тр)

Мо>0; Мтр>0


Рис. 15.13. Статическая характеристика объемного регулирования

не зависящий от времени;

здесь индексом О обозначены величины установившегося режима.

На рис. 15.13 показан характер изменения частоты вращения выходного вала мотора в зависимости от изменения параметра регулирования насоса ен при наибольшем значении объема рабочей камеры мотора j;e = 1), а также характер изменения частоты вращения выходного вала мотора в зависимости от изменения объема рабочей камеры мотора, т. е. от параметра ео при наибольшем значении объема рабочих камер насоса (e , = 1). На этом рисунке показан характер изменения вращающего момента и мощности в зависимости от частоты вращения. При регулировании частоты вращения с помощью изменения объема рабочих камер насоса вращающий момент на валу мотора не зависит от частоты вращения, а по-



требляемая мощность изменяется пропорционально увеличению объема рабочей камеры насоса:

Мо = cpvi = const (при р = const); Ny =

где Cjvr - коэффициент, зависящий от размерности принятых величин.

При регулировании частоты вращения с помощью изменения объема рабочих камер мотора следует учесть, что вращающий момент уменьшается с увеличением частоты при постоянных значениях р и Qh, а потребляемая мощность становится наибольшей и не зависит от частоты вращения:

Mo = cp-S-; Л = - = const.

Уравнение динамики удобнее записать в отклонениях от установившегося режима движения, приняв со == (Ом -

Mi = Мо - Mit); 81н = 8н -ен; 8i = 8 -8 ,

где щ, Ml, 8iH, 8iM - возмущения от соответствующих значений в установившемся режиме.

Объединив выражения (15.1) и (15.2) и опустив малые величины второго порядка, уравнение можно представить в следующем виде:

(28 oVmO)mo - V8mo) 8i - V8mo8i -j- aicoj -f- a2Coi -(-

+ ( 3 + ChoVm) COl + piMi + = 0,

у = VhCOb;

3 =

UJ p WMy 2 cv - £cvm

P2 =

Если оценивать отдельно влияние возбуждения по параметрам регулирования ед, и нагрузке на изменение частоты вращения выходного вала мотора, то передаточные функции соответственно будут равны

Фе, {Г)

<0l

а,г2 + а2Г+(аз--egvj ф (Л = -2 = Уено - 28moVmWho

при 8i = Ml = 0; при = Ml = 0;

при 8i = 8iM = 0.

Последнему выражению соответствует собственная частота

значение которой уменьшается с увеличением объема жидкости в трубопроводах и приведенного момента инерции движущихся масс и уменьшением модуля упругости.

Зависимость собственной частоты системы в первых двух случаях более сложная:

2 (йпр)

При незначительных утечках и силах трения увеличение объема жидкости в трубопроводах и приведенного момента инерции, уменьшение модуля упругости и объема рабочей камеры мотора способствуют уменьшению частоты cog. При незначительных силах трения увеличение утечек способствует уменьшению частоты сог. Значения

1>1

Л г г \ у /

Рис. 15.14. Схема дроссельного регулирования

частот СОм, и сог следует учитывать при выборе закона управления и назначения наибольшего ускорения или замедления.

Дроссельное регулирование. Регулирование скорости движения за счет изменения сопротивления называкя дроссельным. По месту включения (дросселя относительно исполнительного органа разли-чакуг дроссельное регулирование на входе (рис. 15.14, а), на выходе (рис. 15.14, б), в параллель (рис. 15.14, в) и дроссельно-дифферей-циальное регулирование (рис. 15.14, г).

Уравнение сил, действующих на поршень силового цилиндра, можно представить в следующем виде:

PiSi = + F (О + + Ftp sign v + F.,v,

где V - скорость перемещения поршня.

Уравнения потоков при соответствующем включении дросселей могут быть записаны в следующем виде:

рд= 5,у + 2А;(;9,-/?2) + -р;;

= S2U + ipi - Р2) ~

pii

<? - 9н = 5,У + Сд + 2fe (р, ;,2) + -gi- Pl\

Сд1 = Сд2 + SxV - к {Р2 -Pi)+Pb



1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 [ 47 ] 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96

© 2003 - 2017 Prom Izhora
При копировании текстов приветствуется обратная ссылка