Скорость перемещения гидроцилиндра – Математическое моделирование преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра с цилиндрическим мембранным запорно-регулирующим элементом

Содержание

Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра

28. Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра

28.1. Предварительный расчет

Расчетное движущее усилие F на штоке, развиваемое давлением р жидкости на поршень (трением поршня и штока, а также противодавлением в нерабочей полости и силой инерции пренебрегаем), упрощенно определяется по формуле:

, Н

где S– рабочая (эффективная) площадь поршня.

Рабочая площадь Sпоршня для одноштокового гидроцилиндра с двумя рабочими полостями (рис. 7.1, а) определяется по формулам:

― при подаче жидкости в поршневую полость:

― при подаче жидкости в штоковую полость:

, где D и d – диаметры поршня и штока.

При равной подаче жидкости в поршневую и штоковую полости, скорости перемещения подвижной части цилиндра будут определяться (без учета утечек жидкости) из уравнения расхода Q жидкости, поступающей в цилиндр по формулам

; , υ_п < υ_шт м/с.

28.2. Расчет движущего усилия с учетом сил инерции и трения

Рис. 7.2. – Расчетная схема гидроцилиндра

Согласно расчетной схеме рис. 7.2, условие равновесия поршня гидроцилиндра в период разгона с полезной нагрузкой до скорости установившегося движения определяется зависимостью:

F_ст = F + F_f+ F_т_p + F_ин+ F_с

где F_ст – расчетная (статическая) нагрузка, Н;

F – полезная нагрузка, приложенная к штоку цилиндра H;

F_f – сила трения подвижных частей гидроцилиндра, учитывается при горизонтальном расположении последнего, Н;

F_т_p – сила трения, возникавшая в уплотнениях штока и поршня, H;

F_ин – сила инерции движущихся масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, H;

F_с – сила противодавления, Н.

Расчетная сила F_ст – является движущей силой, составной частью затраченной энергии в гидроцилиндре.

При движениипоршня вправо: , где D – диаметр цилиндра, м;

p_н– давление рабочей жидкости в напорной полости цилиндра, Па.

Как показали исследования оптимальной величиной рабочего давления жидкости в гидроцилиндрах является давление 25…30 МПа, при котором реализуется наибольший экономический эффект: наименьшая металлоемкость и умеренные затраты на изготовление гидроцилиндров.

При движении поршня влево:

где d – диаметр штока, м.

Сила трения F_f состоит из силы трения покоя F_f_п и силы трения движения F_f

_д, которые определяются по формулам:

и , где μ₀ – коэффициент трения покоя μ₀ = 0,15.

G – вес подвижных масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, Н.

μ – коэффициент трения движения; при низких скоростях (υ<0,05 м/с) и установившемся движении μ = 0,1…0,12; при больших скоростях (υ>0,05 м/с) и хорошей смазке μ =0,05…0,08.

Если в качестве уплотнений штока и поршня применены резиновые манжеты или же манжеты уменьшенного сечения, то сила трения, создаваемая этими уплотнениями, составляет величины:

и , где D и d – уплотнительные диаметры, м;

b – ширина уплотнения, м;

k – удельное трение; при работе на минеральном масле k = 0,22 МПа.

Если в поршне для уплотнения применены металлические кольца, то сила трения определяется по формуле:

, где b – ширина кольца, м;

_к = 0,09…0,1 МПа – давление кольца на внутренней поверхности цилиндра;

f₁– коэффициент трения: при установившемся движении f₁=0,07, при разгоне f₁= 0,15).

Сила инерции F_ин определяется по формуле:

где m – масса подвижных, частей, кг;

a – ускорение м/с²;

υ_cp – средняя скорость в момент разгона, м/с;

l_p – путь, пройденный поршнем в период разгона, м;

Задаваясь общим временем перемещения поршня гидроцилиндра t и пройденным им расстоянием (ходом) l определяет среднюю скорость:

, где k_t= 1,25 – коэффициент потери времени на разгон и торможение.

Общее время для перемещения поршня tсоставит величину

t = t_p + t_y +t_т, где

t_p, t_y,t_т – время, затрачиваемое на разгон, установившееся движение и торможение, определяются по формулам

, ,

где l_y,l_т – путь, пройденный поршнем в период установившегося движения и торможения.

Сила противодавления рабочей жидкости F_с определяется давлением рабочей жидкости в полости слива p_c.

При движениипоршня вправо : .

При движении поршня влево: .

28.3. КПД гидроцилиндров

Пусковой КПД гидроцилиндра представляет собой отношение полезной нагрузки к расчетной F_ст:

Величиной пускового КПД η_п оцениваются затраты мощности при пуске и разгоне подвижных масс гидроцилиндра.

Эффективность работы гидроцилиндров может оцениваться по величине его полного КПД:

, где N

пол и N_затр – мощность, отведенная от силового цилиндра и подведенная к нему;
– реальная скорость поршня;
Q_т – подача рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр;
p_н – давление рабочей жидкости в напорной полости силового цилиндра.
Общий КПД гидроцилиндра может бить также вычислен по зависимости:
где    = 0,85…0,97– механический КПД гидроцилиндра, которым учитываются потери мощности от трения движущихся масс; величина его зависит от конструкции гидроцилиндра и уплотнений и, прежде всего,, от качества обработки сопрягаемых деталей
– объемный КПД гидроцилиндра, которой определяется объемными потерями мощности (отношение действительной к теоретической расчетной скорости поршня).
vunivere.ru
РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ СИЛОВОГО ГИДРОЦИЛИНДРА

Обратная связь
ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ
Сила воли ведет к действию, а позитивные действия формируют позитивное отношение

Как определить диапазон голоса – ваш вокал
Как цель узнает о ваших желаниях прежде, чем вы начнете действовать. Как компании прогнозируют привычки и манипулируют ими
Целительная привычка
Как самому избавиться от обидчивости
Противоречивые взгляды на качества, присущие мужчинам
Тренинг уверенности в себе
Вкуснейший “Салат из свеклы с чесноком”
Натюрморт и его изобразительные возможности
Применение, как принимать мумие? Мумие для волос, лица, при переломах, при кровотечении и т.д.
Как научиться брать на себя ответственность
Зачем нужны границы в отношениях с детьми?
Световозвращающие элементы на детской одежде
Как победить свой возраст? Восемь уникальных способов, которые помогут достичь долголетия
Как слышать голос Бога
Классификация ожирения по ИМТ (ВОЗ)
Глава 3. Завет мужчины с женщиной

Оси и плоскости тела человека – Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.
Отёска стен и прирубка косяков – Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.
Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) – В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.
В гидроприводе существует 3 разновидности регулирования скорости:

– объемное регулирование;

– дроссельное регулирование;

– дискретное (импульсное) регулирование.

Объемное регулирование.

Объемное регулирование скорости применяется при сравнительно большом расходе жидкости в приводе (приводы главного движения станков).

Объемное регулирование скорости осуществляется за счет изменения расхода, в регулируемом насосе или в гидродвигателях регулируемой производительности (см. рис. 5-1).

1 – насос регулируемой производительности;

2 – гидродвигатель регулируемой производительности;

3 – напорный золотник в качестве предохранительного клапана.

Если в системе нагнетания давление выше, чем Р_преод, то часть расхода сбрасывается на слив. Система замкнутая.

Преимущество: высокий КПД, что очень важно при больших мощностях гидродвигателей.

Недостаток: стоимость насосов и гидродвигателей регулируемой производительности сравнительно высока. Такие приводы используются в приводах главного движения.

Дроссельное регулирование.

В приводах подач чаще используются системы дроссельного регулирования:

– дроссельное регулирование на входе;

– дроссельное регулирование на выходе;

– параллельное регулирование.

Дросселирование на входе (см. рис. 5-2).

Р₁, р₂ – давления в рабочей и сливной полоти гидроцилиндра;

F₁, F₂ – площади поршня;

S₁, S₂ – сила трения в уплотнениях;

N – максимальная полезная нагрузка;

υ₁ – скорость поршня гидроцилиндра;

р_н – давление насоса.

,

где f – площадь проходного сечения дросселя;

Δр – разность давлений .

.

.

.

.

Определим, как зависит скорость от величины полезного нагружения.

Проведем исследования на структурную неоднородность.

,

где υ₀ – скорость поршня при отсутствии нагрузки;

υ₁ – скорость поршня при максимальной нагрузке.

;

;

;

.

При возрастании N структурная неоднородность растет, следовательно, при установке дросселя на входе скорость поршня зависит от величины полезной нагрузки, и чем выше N, тем ниже υ.

Регулирование скорости с помощью дросселя на входе возможно, но рабочая жидкость от насоса проходит вся через дроссель и нагревается, что снижает эффективность привода.

Дросселирование на выходе (см. рис. 5-3).

.

,

где Q_др – расход дросселя;

F₂ – активная площадь поршня в сливной камере гидроцилиндра.

,

.

,

.

.

.

Выполним анализ структурной неоднородности по скорости движения поршня при изменении нагрузки:

,

где υ₀ – скорость поршня гидроцилиндра без нагрузки;

υ₁ – скорость поршня нагруженного гидроцилиндра.

.

.

.

Ψ зависит от величины нагрузки. С ростом N увеличивается величина под корнем, а значит ψ уменьшается.

В случае дросселирования на входе изменение υ при изменении N мягче, так как p₂F₂ меньше, чем p₁F₁.

При дросселировании на входе нельзя допускать чтобы направление нагрузки совпадало с движением поршня, так как возможен разрыв потока масла из-за того, что дроссель ограничивает расход жидкости. При дросселировании на входе в механизме, который обслуживает силовой гидроцилиндр, никогда не реверсируют направление на выходе.

При дросселировании на выходе ограничений нет.

Дросселирование на выходе имеет большие возможности как по величине структурной неоднородности, так и по возможности изменять условия нагружения.

Параллельное дросселирование (см. рис. 5-4).

Дроссель устанавливается на линии, соединяющей нагнетающую магистраль со сливной.

.

. Примем р_сл=0.

.

.

.

.

.

.

Чем выше нагрузка (N), тем ниже числитель под знаком корня, тем меньше скорость υ и выше ψ.

КПД такого привода меньше, чем в предыдущих случаях.

В целом регулирование скорости гидроцилиндра дросселированием имеет общий недостаток, что скорость поршня изменяется при изменении нагрузки, а это значит, что в гидроприводах, где требуется постоянство скорости, такие системы не пригодны. Поэтому регулирование скорости дросселированием возможно во вспомогательных механизмах станков.

Лекция №6

Стабилизация скорости перемещения гидродвигателей.

При дроссельном регулировании на выходе перемещение поршня более плавное. Такой способ регулирования позволяет приводу нормально работать с изменяющимся направлением нагрузки, но как правило давление в сливной полости гидроцилиндра выше, чем при дросселировании на входе, то есть КПД такого привода несколько ниже. Давление в рабочей камере тоже больше, чем при дросселировании на входе, так как рабочие жидкости (минеральные масла) окисляются, а проходные отверстия аппаратов (дросселей, распределителей) f = 0,1…0,3 мм² быстро зарастают окислами.

Самый распространенный метод стабилизации скорости перемещения поршня состоит в том, чтобы использовать для регулирования скорости специальный аппарат – регулятор расхода потока. Конструктивно они состоят из 2-х аппаратов: редукционного клапана и дросселя (см. рис. 6-1).

.

.

.

р₃= const.

.

Синхронизация работы силовых гидроцилиндров.

Достаточно часто в приводах требуется синхронизировать работу 2-х силовых гидроцилиндров, имеющих различные полезные нагрузки.

На рис. 6-2 изображены силовые гидроцилиндры, они должны работать синхронно, но имеют различную нагрузку и как следствие разное давление в рабочей камере р₁ и р₂. Эта задача решается установкой делителя потока. В корпусе аппарата (рис. 6-4) перемещается плавающий поршень 3. От насоса давление передается в торцевые полости 2, которые соединены дросселирующими круговыми каналами с камерами 4 и 5, которые соединяются с нагнетательными системами силовых гилроцилиндров. Расход в каждой из них , если равновесие нарушается, то изменяется давление в иорцевых камерах и плавающий поршень смещается, увеличивая сопротивление в одной дросселирующей щели и уменьшая в другой.

Если требуется синхронизировать работу четырех гидроцилиндров, то должно быть два каскада делителей.

Лекция №7.

Рабочие жидкости гидроприводов.

В гидроприводах в качестве рабочих жидкостей всегда используются масла, в основном минеральные. В современной промышленности используются масла индустриальные ИГП 18…45, где цифры означают вязкость масла. Чем больше вязкость, тем при большем давлении следует данное масло применять.

Масло низкого давления (до 7 ИПа) – ИГП 18.

Масло среднего давления (7…15 МПа) – ИГП 30.

Масло высокого давления (15…50 МПа) – ИГП 45.

Чем выше давление, тем выше вязкость масла.

Основные требования:

1) сохранить вязкость в диапазоне рабочих температур 35-90 ^оС;

2) масло должно иметь высокую стойкость против окисления воздухом (срок в месяц).

Устройства для очистки рабочей жидкости.

В процессе работы гидроприводов рабочие жидкости (масла) загрязняются продуктами узлов трения, частицами окислов масла, пылью из окружающей среды. Это плохо сказывается на работе узлов. Масла необходимо очищать и менять. Визуальный метод оценки: на хорошо поглощающую влагу бумагу капают несколько капель масла, и чистое масло после впитывания оставляет желтое пятно. Чем больше загрязнение масла «i», тем больше цвет пятна меняется в сторону коричневого. ГОСТ 17216-71 определяет 19 классов чистоты жидкости.

Класс чистоты Количество частиц загрязнений в 100 см³, не более, при размере частиц, мкм
0,5…1,0 1…2 2…5 5…10 10…25 25…50 50…100

Рекомендуются к использованию масла следующей чистоты:

1) в приводах с шестеренными и пластинчатыми насосами нерегулируемой производительности с давлением до 6,3 МПа – классы чистоты 14, 15;

2) в приводах с пластинчатыми насосами регулируемой производительности с давлением до 6,3 МПа – класс чистоты 12;

3) в приводах с пластинчатыми и аксиально-поршневыми насосами с давлением до 16 МПа – класс чистоты не ниже 12;

4) в приводах с гидрораспределителем, дросселированием – классы чистоты 10-12;

5) в приводах с электрогидравлическими шаговыми двигателями – класс 8, 9 (используется в станках с ЧПУ).

В реальных гидроприводах очистка масла осуществляется несколькими методами:

1) отстой масла в баке и в специальных фильтрах, которые встраиваются в систему гидропривода. По месту устройства фильтра они подразделяются на:

а) всасывающие – которые устанавливаются на всасывающем патрубке насоса (это сравнительно грубые фильтры очистки Δр<0,018…0,02 МПа). Задача таких фильтров – улавливать крупные частицы размером 40 мкм и более;

б) напорные фильтры – устанавливаются на напорной магистрали перед предохранительным клапаном. Это, как правило, фильтры средней очистки, которые улавливают частицы от 25 мкм;

в) фильтры тонкой очистки – устанавливаются перед гидроаппаратами (дросселями, гидрораспределителями). Такие фильтры улавливают частицы менее 10 мкм;

г) сливные фильтры – устанавливаются на сливной магистрали. Их задача улавливать продукты трения и окислы масла, и не допускать попадания их в бак. Для этого так же используют фильтры средней очистки.

В качестве фильтров средней очистки, которые устанавливаются на напорной и сливной магистрали используют щелевые фильтры (рис. 7-1).

Конструктивно такие фильтры имеют возможность очистки без замены фильтрующего элемента.

Фильтрующий элемент состоит из набора пластин 1. Толщина пластины – до 0,5 мм. Между пластинами ставятся скребки 2. При повороте фильтрующего пакета рукояткой скребки прочищают щели между основными пластинами.

Сетчатый фильтр со сменным фильтрующим элементом (рис. 7-2).

Фильтрующий элемент состоит из 2-х сеток с различным размером ячеек, внутри помещается гофрированная бумага.

Лекция №8.

Гидроаккумуляторы

Гидроаккумуляторы – это устройства, предназначенные для аккумулирования энергии масла, находящегося под давлением. В системе гидроприводов в период рабочих перемещений как правило, давление высокое, а во время холостых перемещений давление низкое и быстрое перемещение осуществляется при высокой скорости, поэтому в приводах часто используют гидроаккумуляторы, которые заряжаются при высоком давлении в системе нагнетания и разряжаются, когда давление в системе низкое и требуется большой расход масла для обеспечения быстрых перемещений.

Аккумуляторы бывают следующих видов:

1) Грузовые гидроаккумуляторы. Изменение давления в них определяется изменением потенциальной энергии груза. Давление зависит от степени нагрузки.

2) Пружинные гидроаккумуляторы. Давление в них зависит от степени разгрузки, используется упругая энергия пружины.

3) Пневможидкостные гидроаккумуляторы. Часть емкости занята газом, другая часть – жидкостью. Эти две среды контактируют. Если в газовой полости поддерживается постоянное давление, то и в полости, занятой жидкостью давление постоянно.

4) Пневмогидравлические гидроаккумуляторы (используются наиболее часто). Газовая и жидкостная полости разделены и газовая полость предварительно заполняется сжатым газом (азот).

В этом типе гидроаккумуляторов при медленном изменении давления в гидросистеме процесс сжатия газа близок к изотермическому, когда полностью происходит теплообмен между газом и окружающей средой, то произведение давления газа р на его объем V постоянно. В случае резкого изменении давления процесс близок к адиабатическому и pV^1,4= const. В реальном случае процесс находится между этими состояниями и pVⁿ = const, где 1<n<1,4.

Серийно выпускаются гидроаккумуляторы пневмогидравлические с эластичными газовыми камерами, которые заполняются сжатым газом, давлением в камерах до 4-х МПа, емкостью – до 25 литров, которые используются в гидроприводах для следующих целей:

а) для обеспечения большого расхода в момент холостых перемещений;

б) для разгрузки насоса в зажимных устройствах;

в) для уменьшения колебаний в гидроприводе.

Рис. 8-2. Пример применения аккумулятора в гидросистеме.

В зажимных устройствах (рис. 8-2) используются гидроаккумулятор 7 и реле 3, 4, настроенные на максимально и минимально допустимые усилия зажима. В показанном на схеме положении распределителя 11 масло от насоса 1 поступает в цилиндр. После зажима детали 10 масло заполняет гидроаккумулятор. Когда давление достигает максимальной величины, реле 3 дает команду на отключение электромагнита распределителя 13, в результате чего клапан 12 разгружает насос, а клапан 8 запирается. Когда давление в системе падает до минимальной величины, реле 4 дает команду на включение электромагнита распределителя 13, и насос подзаряжает аккумулятор. Манометр 2 служит для визуального контроля давления, а распределитель 6 с дросселем 5 – для разрядки аккумулятора после окончания работы.

Лекция №9.

ГИДРОПАНЕЛИ.

В гидроприводах серийно выпускаемых машин достаточно часто используются для управления приводами гидропанели цельного назначения. Гидропанель представляет собой комбинацию направляющей и регулирующей аппаратуры, смонтированных в одном корпусе.

1. Разделительная гидропанель типа Г53 (рис. 9-1).

Рис. 9-1. Схема с использованием гидропанели Г53.

В гидроприводах с большим расходом с целью уменьшения потерь энергии и повышения КПД приводов часто используются два насоса. Один насос низкого давления и достаточно большой производительности, а второй – наоборот. Разделительная гидропанель обеспечивает согласованную работу в приводе двух насосов (Н1 – низкого давления и высокой производительности, Н2 – высокого давления и низкой производительности). В момент быстрого подвода (или отвода) рабочего органа станка привод работает от двух насосов. Рабочая жидкость от Н! через ответвление Р1 гидропанели поступает через обратный клапан 3 и ответвление Р2 и через реверсивный распределитель 6 в рабочую камеру силового гидроцилиндра. От насоса Н2 масло также поступает через распределитель 6 в рабочую камеру. Давление в этот момент в системе не превышает давления, создаваемого насосом Н1. После того, как рабочий орган начнет выполнять работу, полезная нагрузка возрастает, давление в рабочей камере увеличивается. Давление в системе в данный момент больше давления, создаваемого насосом Н1. Обратный клапан 3 закрывается, т.е. в рабочую камеру поступает масло только от Н2. В этот момент открывается предохранительный клапан 2, расход от насоса Н1 идет на слив и насос отключается. Если давление в рабочей камере силового гидроцилиндра будет больше предельного, то срабатывает предохранительный клапан 1, и часть расхода будет сбрасываться на слив. В панели предусмотрены ответвления Рх и Тх для возможности подключения распределителя 4 с целью дистанционной разгрузки клапана 1. Есть ответвление Ру для подключения распределителя 5, который разгружает клапан 2.

2. Гидропанель для ступенчатого регулирования скорости гидродвигателя типа Г36.

При выполнении силовыми головками различных операций (сверление, зенкерование, развертывание, резьбонарезание) часто возникает необходимость в одном рабочем цикле – изменить скорость перемещения рабочего органа. С этой целью серийно выпускается несколько вариантов гидропанелей типа Г36 (рис. 9-2).

В представленной схеме возможны 3 различных скорости перемещения поршня гидроцилиндра. В изображенном гидроцилиндре наименьшая из скоростей – с дифференциальным включением силового гидроцилиндра. При дифференциальном включении соединяются в приводе рабочая и штоковая полости. При этом масло из штоковой полости перетекает в рабочую. Переключением управляет трех-позиционный пятилинейный распределитель. В данном положении давление в рабочей камере достаточно высоко. В магистрали «В» масло поступает к клапанам 2 и 3, открывает их и по магистрали «Г» поступает в рабочую полость гидроцилиндра.

При других положениях распределителя 1 масло из сливной полости через распределитель 4 сливается в бак, при этом скорость V больше.

Рис. 9-2. Схема с использованием гидропанели Г36.

megapredmet.ru
Гидроцилиндры
4.5. Поворотные гидроцилиндры
Для возвратно-поворотных движений приводимых узлов на угол, меньший 360 , применяют поворотные гидроцилиндры (рис.4.7.), которые представляют собой объемный гидродвигатель с возвратно-поворотным движением выходного звена.
Рис.4.7. Поворотный однолопастной гидроцилиндр:
а – схема; б – общий вид
Поворотный гидроцилиндр состоит из корпуса 1, и поворотного ротора, представляющего собой втулку 2, несущую пластину (лопасть) 3. Кольцевая полость между внутренней поверхностью цилиндра и ротором разделена уплотнительной перемычкой 4 с пружинящим поджимом к ротору уплотнительного элемента 5.
При подводе жидкости под давлением Pр в верхний канал (см. рис.4.7, а) пластина 3 с втулкой 2 будет поворачиваться по часовой стрелке. Угол поворота вала цилиндра с одной рабочей пластиной обычно не превышает 270…280 .
Расчетный крутящий момент М на валу рассматриваемого гидроцилиндра с одной пластиной равен произведению силы R на плечо а приложения этой силы (расстояние от оси вращения до центра давления рабочей площади пластины)
M = Ra
Усилие R определяется произведением действующего на лопасть перепада давлений на рабочую площадь пластины F
R = ΔPF = ( P_р – P_сл ) F
Из рис.4.7, а видно, что рабочая площадь пластины
где b – ширина пластины.
Плечо приложения силы
В соответствии с этим расчетный крутящий момент
Угловая скорость ω вращения вала
Фактические момент MФ и угловая скорость ф будут меньше расчетных в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых механическим м и объемным об КПД гидроцилиндра:
Применяются также и многопластинчатые поворотные гидроцилиндры (рис.4.8), которые позволяют увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшится. Момент и угловая скорость многопластинчатого гидроцилиндра: где z – число пластин.
Рис.4.8. Поворотные гидроцилиндры:
а – двухлопастной; б – трехлопастной
Для преобразования прямолинейного движения выходного звена гидроцилиндра 1 в поворотное исполнительного механизма 2 применяют речно-шестеренные механизмы (рис.4.9). Без учета сил трения крутящий момент на валу исполнительного механизма равен
а угловая скорость вращения
где DЗ – диаметр делительной окружности шестерни.
Рис.4.9. Речно-шестеренный механизм                        Рис.4.10. Условное обозначение
поворотного гидроцилиндра
Наверх страницы
gidravl.narod.ru
Скорость – перемещение – шток
Скорость – перемещение – шток
Cтраница 1
Скорость перемещения штока или угловую скорость вала выбирают с учетом коэффициента использования гидропривода за цикл. Следует помнить, что завышение скорости ведет к увеличению мощности и веса гидропривода, а занижение – к уменьшению производительности машины. Например, коэффициент использования гидропривода скрепера составляет 0 1 – 0 2 и менее, поэтому нет необходимости иметь большую скорость штоков, так как она практически не влияет на производительность скрепера. Коэффициент использования гидропривода экскаваторов и погрузчиков составляет 0 9 – 1 0, поэтому скорость перемещения штока надо выбирать максимальной, так как она оказывает существенное влияние на производительность машины. [1]
Скорость перемещения штока до 0 5 м / с для цилиндров диаметром св. [2]
Скорость перемещения штоков гидроцилиндров и угловую скорость ( число оборотов) вала гидроморотов принимают исходя из типа и назначения машины, а также с учетом кинематики рабочего оборудования. При этом необходимо учитывать опыт проектирования и эксплуатации гидрофицированных машин аналогичного назначения. [3]
Скорость перемещения штока цилиндра зависит от направления подачи жидкости. [4]
Скорость перемещения штока гидроцилнндра зависит от направления подачи жидкости. [6]
Скорость перемещения штока цилиндра зависит от направления подачи жидкости. [7]
Следовательно, и скорость перемещения штока гидроцилиндра ж зависит от величины прилагаемой нагрузки. [9]
Для простых конечных выключателей контактного типа скорость перемещения штока должна быть более 0 4 м / мин [16], чтобы избежать длительного искрения контактов ( возникновение электрической дуги при размыкании контактов) и их быстрого разрушения. [10]
В канале создаются большие гидравлические сопротивления, скорость перемещения штоков испытателя уменьшается. Благодаря этому закрытие уравнительного клапана испытателя и открытие приемного клапана запаздывают по отношению к моменту разобщения испытываемого пласта от остальной части ствола скважины. [11]
При отсутствии нагрузки на штоке гидроцилиндра расход и скорость перемещения штока пропорциональны перемещению золотника. Вблизи нейтрального положения ЭГР обладает очень высоким коэффициентом усиления давления для замкнутой полости. Вследствие этого небольшое перемещение золотника достаточно для создания полного давления в тяжелонагру-женном гидроцилиндре. [13]
При отсутствии нагрузки на штоке гидроцилиндра расход и скорость перемещения штока пропорциональны перемещению золотника. Вблизи нейтрального положения ЭГР обладает очень высоким коэффициентом усиления давления для замкнутой полости. Вследствие этого небольшое перемещение золотника достаточно для создания полного давления в тяжелонагруженном гидроцилиндре. [15]
Страницы: 1 2 3 4
www.ngpedia.ru
гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра – патент РФ 2211963
Изобретение предназначено для дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Устройство содержит гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, при этом расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра, через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера. Технический результат – уменьшение количества регулирующей аппаратуры. 5 ил. Изобретение относится к области горного машиностроения и может быть использовано в конструкциях гидросистем, требующих постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра. Известна гидросистема комбайна 2ПУ(М. : Недра. 1974. Я.И. Базер, В.И. Крутилин, Ю. А. Соколов “Проходческие комбайны”, стр. 226, рис.148), содержащая в качестве механизма управления золотниковый распределитель с цилиндрическим плунжером, а для обеспечения возможности регулирования скорости перемещения рабочего органа к магистрали, питающей золотниковый распределитель, подключен регулятор потока с дросселем. Недостатком этой гидросистемы является наличие дополнительного элемента – регулятора потока, что усложняет гидросистему в целом, снижает оперативность и затрудняет процесс управления, приводя к снижению производительности и к поломке инструмента рабочего органа. Также известен вариант образования рабочего окна кольцевой проточкой распределителя и дроссельными пазами на золотнике (Киев: Техника. 1969. Е.И. Абрамов, К.А. Колесниченко, В.П. Маслов “Элементы гидропривода”, продолжение таблицы 86, стр. 116). В данном аналоге показано использование дроссельных пазов только в одном рабочем окне без уточнения взаимосвязи цилиндрического плунжера и корпуса золотникового распределителя. Наиболее близким техническим решением, принятым за прототип, является золотниковый распределитель, в котором рабочий элемент – плунжер с несколькими кольцевыми проточками перемещается в осевом направлении в гильзе (втулке) с окнами для подвода и отвода рабочей жидкости (В.Ф. Ковалевский, Н.Т. Железняков, Ю.Е. Бейлин “Справочник по гидроприводам горных машин”, М.: Недра, 1973, стp.228, 229; рис. 107, 108; таблица 102). Основные параметры золотниковых распределителей при проектировании определяются или выбираются по табл. 102, рис.107 и 108; они должны соответствовать ГОСТ 14063-68 “Аппаратура гидравлическая и пневматическая. Основные параметры”. Недостатком прототипа является ограниченное рассмотрение линейных размеров цилиндрического плунжера и корпуса золотникового распределителя, их соотношения и взаимосвязь. В указанном источнике можно найти только величину перекрытия, ход золотника, ширину пояска плунжера. Задачей настоящего изобретения является осуществление постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра посредством поочередного регулирования потока рабочей жидкости в оба выходных окна золотникового распределителя за один рабочий ход плунжера. В заявляемом гидравлическом устройстве дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра, содержащем гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, при этом расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра, через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера. Сопоставление заявляемого устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра с прототипом позволяет сделать вывод об отсутствии в последнем признака, сходного с существенным признаком заявляемого устройства, – равенство расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Основной признак заявляемого технического решения имеет отличие от прототипа и существующих аналогов и не следует явным образом из изученного уровня техники. Поэтому авторы считают, что объект обладает новизной и имеет изобретательский уровень. Предложенное техническое решение имеет изобретательский уровень в связи с тем, что основной признак, а именно: равенство расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, решает поставленную задачу изобретения – осуществление постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра посредством поочередного регулирования потока рабочей жидкости в оба выходных окна корпуса распределителя за один рабочий ход плунжера. При устранении данного признака исчезает добываемый изобретением технический результат. Изобретение также означает определенный шаг в развитии техники и является прогрессивным, так как позволяет регулировать скорость перемещения штока гидроцилиндра, имея в гидросистеме лишь один распределитель без дополнительной регулирующей аппаратуры. Гидравлическая система управления гидроцилиндром, в которой заявлено данное изобретение, может найти широкое применение в горнодобывающей отрасли и других отраслях народного хозяйства, т.е. является промышленно применимым техническим решением. Достижение технического результата при работе заявляемого устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра обеспечивается равенством расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Данное техническое решение позволяет регулировать скорость перемещения штока гидроцилиндра с использованием только одного распределителя, который регулирует потоки рабочей жидкости в оба выходных окна на протяжении одного рабочего хода цилиндрического плунжера. Это достигается за счет равенства расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Сущность заявляемого изобретения поясняется прилагаемыми чертежами. На чертежах изображено
фиг. 1 – принципиальная гидросхема системы дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра;
фиг. 2 – соотношение размера L между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и размеров L₁, L₂ между противоположными сторонами выходных окон и окна подвода корпуса золотникового распределителя;
фиг. 3, 4, 5 – положение цилиндрического плунжера относительно рабочих окон корпуса золотникового распределителя в процессе одного рабочего хода. Гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра состоит из гидроцилиндра 1 со штоком 2, с поршневой 3 и штоковой 4 полостями, распределителя 5 с рабочими окнами подвода 6, слива 7, 8 и выходными 9, 10 окнами, цилиндрического плунжера 11 с пазами 12, 13 на управляющих кромках 14, 15. Причем поршневая полость 3 и штоковая полость 4 сообщены с выходными окнами 9, 10 золотникового распределителя 5 посредством магистралей 16 и 17. Рабочее перемещение цилиндрического плунжера 11 в корпусе золотникового распределителя 5 осуществляется рычагом 18, возврат плунжера 11 в нейтральное положение осуществляется пружиной 19. Рассмотрим работу устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока 2 гидроцилиндра 1. При ручном управлении золотниковым распределителем 5 посредством рычага 18 происходит смещение плунжера 11 в осевом направлении из нейтрального положения в рабочее (по стрелке). В начале рабочего хода плунжера 11 возникает его пограничное положение (фиг. 3), при котором все рабочие окна заперты. При дальнейшем перемещении плунжера 11 в том же направлении и подаче рабочей жидкости в окно подвода 6 происходит сообщение этого окна через пазы 12 с выходным окном 9. Переменная площадь сечения пазов 12 позволяет регулировать поток рабочей жидкости, поступающей из выходного окна 9, через магистраль 16 в поршневую полость 3 гидроцилиндра 1. Поток рабочей жидкости из штоковой полости 4 не регулируется. При дальнейшем ходе плунжера 11 (фиг.4) возникает положение нулевого перекрытия его управляющей кромки 14 с окном подвода 6, управляющей кромки 15 плунжера 11 с выходным окном 10, данное положение обеспечивается равенством размеров L₁ и L₂, при этом заканчивается регулирование потока рабочей жидкости, поступающего в поршневую полость 3, и начинается регулирование потока из штоковой полости 4. На фиг.5 изображено положение плунжера 11, при котором поток рабочей жидкости в поршневую полость 3 не регулируется, а поток из штоковой полости 4, проходя через магистраль 17, выходное окно 10, окно слива 8 регулируется посредством переменной площади сечения пазов 13. Таким образом, поочередное регулирование потоков рабочей жидкости как в поршневую полость 3, так и из штоковой 4 позволяет контролировать скорость перемещения штока 2 гидроцилиндра 1 на всем протяжении рабочего хода плунжера 11. Возврат плунжера 11 в нейтральное положение осуществляется пружиной 19. При реверсе плунжера 11 потоки рабочей жидкости меняют направления на противоположные, что приводит к реверсу движения.
ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
Гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра, содержащее гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, отличающееся тем, что расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера.
www.freepatent.ru
Математическое моделирование преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра с цилиндрическим мембранным запорно-регулирующим элементом

При работе большинства гидрофицированных машин и оборудования циклического действия, в начале цикла штоки исполнительных гидроцилиндров выдвигаются без нагрузки, и только в конце хода нагрузка в них возрастает и достигает максимального значения. В связи с этим для сокращения продолжительности цикла и повышения производительности необходимо при малых значениях нагрузки на штоках обеспечить дифференциальную схему подключения гидроцилиндров к гидросистеме, а при увеличении и достижении нагрузки на штоках максимальной величины схему подключения гидроцилиндров переводить в обычный режим. В результате этого будет обеспечиваться двухскоростное перемещение штоков гидроцилиндров при постоянном расходе жидкости источника гидравлического питания. Такая система управления исполнительными гидроцилиндрами может быть реализована при использовании преобразователя скорости перемещения штоков гидроцилиндров, которая устанавливается между гидроцилиндром и гидрораспределителем его управления.
Принципиальная гидравлическая схема системы управления гидроцилиндром при помощи преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра представлена на рис. 1. Гидравлическая система управления гидроцилиндром включает в себя: источник гидравлического питания 1 со сливом 2, гидрораспределитель 3 управления гидроцилиндром 4, преобразователь скорости 5, установленный между гидрораспределителем 3 и гидроцилиндром 4 и состоящий из гидроуправляемых дросселей 6 и 7, двухпозиционного двухлинейного гидроуправляемого гидрораспределителя 8, постоянного дросселя 9 и логического клапана «ИЛИ» 10.
Преобразователь скорости перемещения штока гидроцилиндра, как и все другие гидроаппараты, представляет собой достаточно сложную динамическую систему, поэтому для обоснования и оптимизации его параметров необходимо рассматривать в комплексе с гидравлическим приводом и исполнительным гидроцилиндром.
Рисунок 1. Принципиальная гидравлическая схема системы управления гидроцилиндром при помощи преобразователя скорости
перемещения штока
Для решения задач анализа и синтеза мембранных гидроаппаратов с целью оптимизации ее параметров на стадии проектирования, необходимо располагать описанием поведения мембранного запорно-регулирующего элемента в зависимости от результирующих сил, действующих на нее. Это позволит провести теоретические исследования гидроаппаратов с мембранными запорно-регулирующими элементами. При разработке математической модели процесса работы гидроаппарата с мембранными запорно-регулирующими элементами достаточно сложно добиться абсолютного подобия физическому оригиналу из-за сложности протекающих в них процессов и невозможности учета всех факторов. Поэтому процесс математического моделирования может быть упрощен, если рассматриваемую динамическую систему условно разделить на более простые подсистемы в соответствии с их функциональным назначением.
Основным элементом, определяющим динамические характеристики преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра, является мембранный запорно-регулирующий элемент. В рассматриваемом гидроаппарате мембранный запорно-регулирующий элемент является цилиндрическим, и практическое отсутствие релаксации напряжений в материале мембраны, которое установлено в процессе экспериментальных и ресурсных исследований мембранных гидроаппаратов [1; 2], предопределило замену упругих связей реальной мембраны конечным множеством упругих связей.
Точность математического описания цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента в основном зависит от количества упругих связей, на которое разбита реальная мембрана, требуемой точности моделирования и функционального назначения гидроаппарата.
В процессе математического моделирования были приняты некоторые общепринятые при расчете гидравлического привода допущения, которые не вносят существенных изменений и заключаются в следующем:
     волновые процессы в трубопроводах не рассматриваются;
     потери давления жидкости по длине трубопроводов пренебрежительно малы по сравнению с потерями давления в местных сопротивлениях;
     коэффициент вязкости и модуль упругости жидкости – величины постоянные, нерастворенный воздух в жидкости отсутствует;
     внутренние утечки жидкости в гидроцилиндре и в преобразователе скорости перемещения штока гидроцилиндра отсутствуют;
     температура рабочей жидкости постоянна;
     масса мембраны, шарика логического клапана «ИЛИ» и клапана распределителя управляющего каскада пренебрежимо мала;
     изменение внешней нагрузки на штоке гидроцилиндра задано в виде функции.
В соответствии с принятыми допущениями расчетная схема преобразователя скорости представлена на рис. 2. Согласно расчетной схеме, внешняя нагрузка на штоке приложена в виде изменяющейся функции F и массы  m.
Рисунок 2. Расчетная схема преобразователя скорости перемещение
штока гидроцилиндра
Уравнение динамического равновесия сосредоточенной массы m можно записать в виде:
где: m  – приведенная к штоку гидроцилиндра масса;
соответственно ускорение, скорость и перемещение сосредоточенной массы m;
k – коэффициент вязкого сопротивления при перемещении штока гидроцилиндра;
F – внешнее сопротивление на штоке гидроцилиндра;
диаметр поршня гидроцилиндра;
диаметр штока гидроцилиндра;
р_п – давление жидкости в поршневой полости гидроцилиндра;
р_ш – давление жидкости в штоковой полости гидроцилиндра.
Для исследования и оптимизации параметров преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра внешнее сопротивление на штоке гидроцилиндра может быть задано в виде линейной функции
F = c x,                                                        (2)
где: c – коэффициент, учитывающий изменение внешнего сопротивления по мере выдвижения штока гидроцилиндра;
x – перемещение штока гидроцилиндра.
Движущая сила на штоке гидроцилиндра определяется значением давления жидкости в поршневой и штоковой полостях, которые, в свою очередь, определяются решением следующих уравнений
                                                 (3)
                            (4)
где: Q_п– расход жидкости, поступающей в поршневую полость гидроцилиндра;
Q_ш– расход жидкости, поступающей в штоковую полость гидроцилиндра;
Е_ж – объемный модуль упругости жидкости;
V_тр– объем рабочей жидкости в трубопроводе от гидрораспределителя до гидроцилиндра и в полостях преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра.
Расход жидкости, поступающей в поршневую полость гидроцилиндра, определяется следующим выражением
Q_цп = Q_н– Q_кл– Q_упр – Q_мзэ ,                                     (5)
где: Q_н– фактический расход жидкости гидронасоса;
Q_кл – расход жидкости, затрачиваемый на переключение логического клапана;
Q_упр – расход жидкости, затрачиваемый на включение распределителя управляющего каскада преобразователя;
Q_мзэ – расход жидкости перетекающий через цилиндрический мембранный запорно-регулирующий элемент.
Расход жидкости гидронасоса определяется рабочим объемом насоса и частотой вращения его вала:
Q_{ц п} = q n,                                           (6)
где: q – рабочий объем гидронасоса; n – частота вращения вала гидронасоса;
р_т – текущее значение давления жидкости в гидросистеме;
р_н – номинальное давление жидкости в гидросистеме;
– КПД гидронасоса.
Для упрощения математической модели процесса работы рассматриваемого преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра, расходами жидкости, затрачиваемыми на переключение логического клапана «ИЛИ» и гидрораспределителя управляющего каскада можно пренебречь, так как их значения на несколько порядков меньше значения расхода гидронасоса.
Расход жидкости через цилиндрический мембранный запорно-регулирующий элемент определяется зависимостью
                                            (7)
где: S – площадь поперечного сечения канала, образованного при открытии цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента;
плотность рабочей жидкости;
µ – коэффициент расхода жидкости.
Для определения площади поперечного сечения канала, образованного при радиальной деформации цилиндрической мембраны под действием давления жидкости, разработана расчетная схема, в которой представлена эпюра действующих сил на мембрану, и ее эквивалентная схема (рис. 3). В соответствии с представленной расчетной схемой площадь сечения канала, образованного при деформации мембраны, определяется диаметром мембраны и радиальным перемещением середины его длины, образующей в процессе деформации
                                               (8)
где: z_м – радиальное перемещение середины длины образующей мембраны при его деформации;
d_м – наружный диаметр мембраны.
Рисунок 3. Эпюра действующих сил на цилиндрическую
мембрану и ее эквивалентная схема
При определении радиального перемещения середины длины образующей для упрощения математической модели можно пренебречь сопротивлением упругих элементов, расположенных по образующей в процессе радиальной деформации мембраны. Такое допущение принято на основании того, что в диапазоне возможных значений радиальных деформаций мембраны, удельный вес сопротивлений от упругих элементов, расположенных по образующей мембраны, на порядок меньше сопротивлений от упругих элементов, расположенных по окружности мембраны в процессе формирования результирующей силы, действующей на мембрану. Поэтому такое допущение не внесет существенных искажений в процесс математического описания, в то же время существенно упростит математическую модель и процесс его исследования.
Зависимость сопротивления упругих элементов, расположенных по окружности мембраны в процессе ее деформации, можно записать в следующем виде
                                                                   (9)
где: Е_м – модуль упругости материала мембраны;
b_м– длина образующей мембраны;
d_м– толщина мембраны;
z_м– радиальное перемещение середины образующей мембраны при ее деформации.
Обобщенная сила, действующая на мембрану, определяется перепадом давления на нее. При этом, допуская постоянство давления потока жидкости на участках подвода и отвода, обобщенную силу можно записать в виде
              (10)
Приравняв уравнения (9) и (10) между собой, получим уравнение равновесия мембраны под действием перепада давления и сопротивления упругих элементов, расположенных по окружности мембраны
             (11)
Радиальное перемещение середины образующей мембраны в процессе ее деформации определяется перепадом давления и значением обобщенной силы, действующей на мембрану.
(12)
Расход жидкости, поступающей в управляющую полость мембраны, определяется зависимостью
,                   (13)
где: f₁ – площадь сечения постоянного дросселя, установленного на гидролинии, соединяющей логический клапан «ИЛИ» с управляющей полостью мембраны;
р_упр – давление жидкости в управляющей полости мембраны.
Давление жидкости в штоковой полости гидроцилиндра определяется разностью расходов жидкости, вытесняемой из штоковой полости, и расходом жидкости через мембранный запорно-регулирующий элемент, и его текущее значение может быть определено решением следующего уравнения
,                                      (14)
где: V₁– объем жидкости в трубопроводах, соединяющих гидрораспределитель со штоковой полостью гидроцилиндра.
Давление жидкости в управляющей полости мембранного запорно-регулирующего элемента определяется решением следующего уравнения
                                            (15)
где: V_упр– объем управляющей полости мембранного запорно-регулирующего элемента преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра;
Q_др – расход жидкости через постоянный дроссель, установленный на гидролинии, соединяющей штоковую полость гидроцилиндра с управляющей полостью;
Q_р– расход жидкости через двухлинейный двухпозиционный гидрораспределитель.
Расход жидкости через постоянный дроссель определяется площадью сечения дросселя и перепадом давления на нем
             (16)
где: d_др – диаметр сечения постоянного дросселя.
Таким образом, разработанная математическая модель системы управления исполнительным гидроцилиндром при помощи преобразователя скорости перемещения штока позволяет численно исследовать влияние гидравлических и конструктивных параметров преобразователя скорости перемещения штока гидроцилиндра на его статические и динамические параметры, а также оценить степень повышения эффективности использования мощности гидравлического привода, оснащенного данным гидроаппаратом.

7universum.com
Система управления скоростью движения гидроцилиндра

щ 56ISI2
ОПИСАНИЕ
ИЗОБРЕТЕНИЯ
К АВТОРСКОМУ СВИДЕТЕЛЬСТВУ
Союз Советских
Социалистических
Реслублик (61) Дополнительное к авт. свид-ву (22) Заявлено 08.09.75 (21) 2172501/06 с присоединением заявки № (23) Приоритет
Опубликовано 15.06.77. Бюллетень № 22
Дата опубликования описания 26.07.77 (51) M. Кл. – F 15B 9/08
Государственный комитет
Сонета Министров СССР оо делам иэобретений и открытий (53) УДК 62.522(088.8) (72) Авторы изобретения A. С. Нефедов, И. К. Гаврилов, Ю. А. Черников и П. Ф. Ухватов (71) Заявитель Всесоюзный научно-исследовательский институт резинотехиического машиностроения (54) СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ СКОРОСТЬЮ ДВИЖЕНИЯ
ГИДРОЦИЛИНДРА
Изобретение относится к системам управления силовыми узлами прессовых машин, а именно к системе управления скоростью движения гидроцилиндра, преимущественно машины для формования заготовок.
Известна система управления скоростью движения гидроцилиндра, содержащая дроссель управления с управляющим устройством и силовой дроссель, сообщенный гидролиниями с рабочей полостью гидроцилиндра и насосной станцией t1J. Недостатками такой системы управления являются ее сложенность и ,невозможность получения малых скоростей поршня гидроцилиндра без дополнительного усложнения резательного устройства машины для формования заготовок.
Целью изобретения является упрощение конструкции и повышение надежности системы управления. Это достигается тем, что предлагаемая система управления снабжена регулируемым дросселем, насосом и гидромотором, причем вход регулируемого дросселя сообщен с насосной станцией, а выход вЂ” с управляющим устройством дросселя управления и входом насоса, связанного посредством механической передачи с гидромотором, сообщенным с рабочей полостью гидроцилиндра и сливной гидролинией насосной станции.
На чертеже дана гидравлическая схема описываемой системы управления.
Система включает в себя гидробак 1, который через фильтр 2 сообщается с насосом 3 и насосом малой подачи насосной станции, приводимыми электродвигателем 4. Для предо5 хранения гидроаппаратуры от перегрузок система снабжена предохранительными клапанами 5 и 6. Контроль давления жидкости осуществляется манометрами 7 и 8, Очистка жидкости осуществляется фильтрами 9 и 10.
10 Управление потоками жидкости производится гидрораспределителями 11 и 12, обратными клапанами 13 вЂ” 15 и гидрозамками 16 и 17.
Гидрозамки имеют полости 18 и 19, сообщающиеся с рабочими полостями 20 и 21 гидро15 цилиндра 22, полости 23 и 24, сообщающиеся с рабочей полостью 25 гидроцилиндра, полость 26, сообщающуюся с баком, и полость
27, сообщающуюся с гидромотором 28, соединенным механической передачей с насосом
29. На гидролинии 30 насоса 29 установлен регулируемый дроссель 31, выход которого сообщен с управляющим устройством 32 дросселя 33 управления, сообщенного с полостью
34 силового дросселя 35. Отработанная жидкость от гидромотора и насоса поступает через сливную гидролинию 36 в бак. Гидроцилиндр соединен с цилиндром 37, в котором перемещается поршень 38, вытесняющий резиновую смесь через мундштук 39.
Система управления работает следующим образом.
561812
15
Рулон подогретой резиновой смеси устанавливают в цилиндр 37. Затем включают электродвигатель 4, и рабочая жидкость через гидрораспределитель 11 поступает в рабочую полость 25 гидроцилиндра 22. Происходит быстрое перемещение поршня 38 и частичное сжатие резиновой смеси. При возрастании сопротивления срабатывает реле давления (на схеме не показано), в результате чего происходит переключение гидрораспределителя 12.
Рабочая жидкость через силовой дроссель 35 и гидрораспределитель 12 поступает в рабочую полость 20 гидроцилиндра 22. Резиновая смесь начинает высесняться из цилиндра 37 через мундштук 39 при постоянной заданной скорости движения поршня 38. При этом жидкость из полости 21 через открытый гидрозамок 17 и гидромотор 28 поступает в сливную гидролинию Зб.
При уменьшении скорости движения поршня 38, например, за счет увеличения сопротивления вытеснению резиновой смеси скорость вращения .насоса 29 уменьшается. Давление в гидролинии 30 повышается. При этом поршень управляющего устройства 32 дросселя 33 управления перемещается влево и давление в полости 34 силового дросселя 35 уменьшается. Рабочее окно силового дросселя
35 увеличивается, и в гидроцилиндр 22 поступает большее количество рабочей жидкости, обеспечивающее увеличение скорости движения поршня 38.
При увеличении заданной скорости движения поршня 38, например, за счет уменьшения количества резиновой смеси в цилиндре 37 или увеличения ее температуры скорость вращения гидромотора 28 и насоса 29 увеличивается. Давление в гидролинии 30 снижается.
При этом поршень управляющего устройства
32 перемещается вправо и давление в полости
Зо
«О
34 силового дросселя 35 повышается. Рабочее окно этого дросселя уменьшается и в гидроцилиндр 22 поступает меньшее количество рабочей жидкости. Это приводит к снижению скорости движения поршня 38.
При быстром перемещении поршня 38 заполнение полости 20 гидроцилиндра 22 осуществляется из гидробака 1 через открытый гидрозамок 16 и обратный клапан 14 самотеком.
Слив жидкости из полости 20 при обратном ходе поршня 38 происходит через гидрораспределитель 12 и обратный клапан 13, который обеспечивает надежную работу системы управления при заполнении рабочей жидкостью полости 20.
Формула изобретения
Система управления скоростью движения гидроцилиндра, преимущественно машины для формования заготовок, содержащая дроссель управления с управляющим устройством и силовой дроссель, сообщенный гидролиниями с рабочей полостью гидроцилиндра и насосной станцией, отличающаяся тем, что, с целью упрощения конструкции и повышения надежности системы, последняя снабжена регулируемым дросселем, насосом и гидромотором, причем вход регулируемого дросселя сообщен с насосной станцией, а выходвЂ” с управляющим устройством дросселя управления и входом насоса, связанного посредством механической передачи с гидромотором, сообщенным с рабочей полостью гидроцилиндра и сливной гидролинией насосной станции.
Источники информации, принятые во внимание при экспертизе
1. Лиснянский P. М. «Автоматика и регулирование гидравлических прессов». «Машиностроение», М., 1975, с. 94, рис. 53а.
Редактор А, Пейсоченко
Составитель А. Степанов
Техред 3. Тарасова
Корректор О. Тюрина
Заказ !684/3 Изд _#_, 553 Тираж 907 Подписное
ЦНИИПИ Государственного комитета Совета Министров СССР по делам изобретений и открытий
113035, Москва, Ж-35, Раушская наб., д. 4/5
Типография, пр. Сапунова, 2

www.findpatent.ru