УПРАВЛЕНИЕ СКОРОСТЬЮ ДВИЖЕНИЯ
ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
Скорость движения выходных звеньев гидродвигателей изменяется в соответствии с расходом рабочей среды в их рабочих камерах (гидродвигатели с постоянными параметрами), либо в соответствии с расходом рабочей среды и параметрами рабочих камер (регулируемые гидромоторы).
Рис. 7.1
На рис. 7.1 гидроцилиндр перемещает рабочий орган РО вправо со скоростью u = Q1 / S1 = Q2 / S2 . Из этого выражения следует, что скоростью движения РО можно управлять, изменяя либо расход Q1 в напорной линии, либо расход Q2 в сливной линии гидросистемы.
Расходы Q1 и Q2 можно изменять, устанавливая гидравлические регулируемые сопротивления в напорной или сливной линиях (дроссельное регулирование), либо управлять расходом с помощью регулируемого насоса (машинное регулирование), либо обоими способами (машинно-дроссельное регулирование).
В гидросистеме, изображенной на рис. 7.2, скорость вращения гидромотора ГМ зависит от расхода Q масла в ГМ и рабочего объема V0 гидромотора: n = Q / V0 .
В примере рис. 7.2, а применяется машинное регулирование, когда изменение расхода Q масла достигается изменением параметров насоса. Но может быть применен и дроссельный способ (рис. 7.2, б) если в цепь между насосом и гидромотором установить дроссель.
Если заменить гидромотор с постоянными параметрами на регулируемый (рис. 7.2, в) то управлять скоростью рабочего органа можно будет, изменяя параметр V0 гидромотора. Это тоже машинный способ.
|
|
|
В гидросистеме на рис. 7.2, г скоростью рабочего органа можно управлять, изменяя расход масла в гидромотор насосом и дросселем – машинно-дроссельный способ регулирования.
Выбор способа регулирования для конкретного привода зависит в основном от параметров нагрузки, действующей на рабочий орган. В этой главе анализируются все три способа регулирования с точки зрения влияния внешней нагрузки на скорость выходных звеньев гидродвигателей.
Рис. 7.2
МАШИННОЕ УПРАВЛЕНИЕ
На рис.7.3 показана схема машинного управления скоростью рабочего органа РО, перемещающегося с помощью гидроцилиндра ГЦ. На заготовку, установленную на столе РО, действует сила резания F, направленная навстречу движению. Для перемещения РО со скоростью u в поршневую камеру ГЦ подается масло величиной Q1, а вытесняется из штоковой – Q2. При этом давление в поршневой камере p1, а в штоковой – p2.
Рис .7.3
Рис. 7.4
На рис. 7.4 показана начальная часть статической характеристики регулируемого насоса. Очевидно, что расход Q1 определяется разностью теоретической подачи насоса QТН и суммарных утечек Sq в напорной линии от насоса до поршня ГЦ : Q1 = QТН –Sq. Параметры Q1 и p1 соответствуют рабочему ходу стола станка, когда на нем обрабатывается заготовка. Скорость РО в этот момент рассчитывается по формуле uр = Q1 / S1.= (QТН –Sq)/S1 = QТН /S1 – Sq/S1 = =uхх – Sq / S1 , где uхх – скорость РО при холостом ходе (момент подвода заготовки к инструменту). В это время нагрузка на шток цилиндра минимальна, а расход в цилиндр близок к теоретической подаче насоса. Из последнего выражения можно определить абсолютное изменение скорости РО Du = uр – uхх =Sq / S1 . Относительное изменение скорости:
|
|
|
du = (uр – uхх ) / uр = Sq / ( S1 uр ).
Так как суммарные утечки возрастают при увеличении давления, вызванного силой резания F, то можно выразить изменения скорости РО через силу F .
Составляющие суммарных утечек Sq = qн + qр + qп: где qн- перетечки в распределительном диске насоса из напорной камеры во всасывающую; qр – перетечки в распределителе из камеры с высоким давлением в камеру с низким через зазор между плунжером и корпусом распределителя; qп – перетечки через уплотнение поршня из поршневой камеры в штоковую. Все перечисленные перетечки происходят через тонкие щели, расход масла через которые определяется по формуле:
|
|
|
q = p d d3 Dp / (12 n l r), (7.1)
где d – диаметр кольцевой щели; d – зазор щели; n – кинематическая вязкость масла; r – плотность масла; l – длина щели; Dp – перепад давления на щели. Упростим формулу (7.1), для чего обозначим все постоянные величиной k:
k = (p d d3) / (12 n l r).
С учетом этого обозначения формула для суммарных утечек примет вид:
Sq = k Dp . (7.2)
Перепад давления Dp можно определить как разность давлений в поршневой камере цилиндра при рабочем p1Р и холостом p1Х ходе стола станка Dp = p1Р – p1Х. Эти давления легко определяются из уравнений (7.3) и (7.4) алгебраической суммы сил, действующих на шток цилиндра при соответствующем ходе стола станка.
Рабочий ход: S1 p1Р – S2 p2Р – SFT – F = 0 , где SFT – сумма сил трения в направляющих стола станка, уплотнениях поршня и штока цилиндра. Из уравнения определим давление p1Р в поршневой камере при рабочем ходе
p1Р = (S2 p2Р + SFT + F) / S1 . (7.3)
|
|
|
Холостой ход: S1 p1Х – S2 p2Х – SF T = 0, откуда может быть найдено давление
p1Х = (S2 p2Х + SFT ) / S1 . (7.4)
При отсутствии дросселя в сливной линии давления p2Р и p2Х мало отличаются по величине, поэтому разность давлений Dp = p1Р – p1Х, найденная из выражений (7.3) и (7.4), будет равна отношению силы F к площади поршня
Dp = F / S1 . (7.5)
Подставим полученное значение для Dp в формулу (7.2):
Sq = k F / S1 . (7.6)
Относительное изменение скорости с учетом (7.6):
du = k F / ( S12 uр ) . (7.7)
Анализ формулы (7.7) показывает, что при малых рабочих скоростях uр движения РО и переменных нагрузках скорость РО становится неравномерной из-за изменяющихся утечек Sq. Эта неравномерность менее заметна при скоростях uр > 1 м/мин. Уменьшение неравномерности можно достичь уменьшением суммарных утечек. Увеличение площади S1 поршня уменьшает неравномерность, но увеличивает расход масла в гидроцилиндр и производительность насоса.
Достоинством машинного способа регулирования скорости РО является более высокий КПД из-за отсутствия отвода избытков масла через напорный клапан при рабочем ходе. Недостатком – синхронное изменение скорости одновременно работающих гидродвигателей.
ДРОССЕЛЬНОЕ УПРАВЛЕНИЕ
Рассмотрим две схемы дроссельного управления – с дросселем, установленным «на входе», и дросселем, установленным «на выходе».
На схеме (рис.7.5, а,) дросселем ДР можно изменять скорость рабочего органа только при движении вправо, в процессе обработки заготовки. При движении РО влево масло вытесняется через обратный клапан и скорость имеет максимальное значение. Чтобы определить влияние нагрузки F на скорость u рабочего органа при таком способе регулирования, необходимо найти аналитическую зависимость u (F).
Уравнение сил, действующих на шток цилиндра, по принципу Даламбера:
S1 p1 – S2 p2 – SFT – F = 0 ,
где SFT – сумма сил трения в направляющих стола станка, уплотнениях поршня и штока цилиндра. Сила F взята со знаком минус для случая фрезерования «против подачи». При обработке «по подаче» F войдет в уравнение со знаком плюс. Из уравнения определим давление p1 в поршневой камере при рабочем ходе p1 = (S2 p2 + SFT + F) / S1 . Очевидно, что при отсутствия гидравлического сопротивления в сливной линии цилиндра давление p2 близко к нулю и членом (S2 p2) в последнем выражении можно пренебречь.
p1 = (SFT + F) / S1. (7.8)
Расход масла в левую камеру цилиндра Q1 = S1 / u , откуда
u = Q1 / S1. (7.9)
Масло, поступающее в левую камеру цилиндра и сообщающее РО скорость u, проходит сначала через дроссель Др. Следовательно, Q1 = QДР , где QДР = m f ( 2 g ( pк - p1 ) / g )0,5 – расход масла через дроссельную щель Др. Подставив в уравнение (7.9) вместо Q1 его значение для Q ДР, а вместо давления p1 его значение из уравнения (7.8) получим требуемую зависимость u (F):
u = m f ( 2 g (S1 pк - SF T - F) / S1 ) / g )0,5 / S1. (7.10)
Рис. 7.5
Рассмотрим зависимость u(F) для схемы с дросселем, установленным «на выходе». Уравнение сил, действующих на шток цилиндра (рис.7.5,б) при движении РО вправо: S1 pк – S2 p2 – SFT – F = 0, откуда
p2 = (S1 pк – SFT – F) / S2 . (7.11)
Расход масла из правой камеры цилиндра Q2 = S2 / u , откуда
u = Q2 / S2. (7.12)
Все масло, поступающее из правой камеры цилиндра, проходит через дроссель Др. Следовательно, Q2 = QДР , где QДР = m f ( 2 g ( p2 – p3 ) / g )0,5 – расход масла через дроссельную щель Др. Очевидно, что при отсутствия гидравлического сопротивления в сливной линии цилиндра давление p3 близко к нулю и им в последнем выражении можно пренебречь:
QДР = m f ( 2 g p2 ) / g )0,5 . (7.13)
Подставив в уравнение (7.12) вместо Q2 его значение для Q ДР, а вместо давления p2 его значение из уравнения (7.11), получим требуемую зависимость u (F):
u = m f ( 2 g(S1 pк – SFT – F) / S2) / g )0,5 / S2 . (7.14)
Анализируя статические зависимости (7.10) и (7.14), можно сделать следующие выводы: влияние силы резания F на скорость рабочего органа одинаково для обеих схем дроссельного регулирования. Увеличение F приводит к уменьшению скорости РО.
Однако следует отметить, что схемы с дросселем «на выходе» обеспечивают двухстороннюю жесткость гидроцилиндра, поэтому они могут применяться при знакопеременных нагрузках (обработке деталей с неравномерным припуском). Схемы с дросселем «на входе» менее пригодны для таких нагрузок
Они также мало пригодны для приводов с большими массами РО, работающих по циклу: быстро вперед, рабочая подача, быстро назад (рис. 7.6, а). После переключения с быстро вперед на рабочую подачу стол по инерции продолжает некоторое время двигаться со скоростью больше рабочей подачи. При этом в поршневой камере цилиндра и в линии между цилиндром и дросселем давление резко понижается. Если скорость и масса РО большие, то может нарушиться сплошность потока, что приведет к неравномерному движению стола станка.
В схеме с дросселем «на выходе» (рис. 7.6, б) в подобной ситуации давление повышается в штоковой камере цилиндра и в линии между дросселем и цилиндром. Стол быстро переключается на замедленную скорость, без рывков. Но давление может повыситься до недопустимых значений. Поэтому для специальных станков следует его рассчитать и при необходимости снизить максимальную величину.
Рис. 7.6
Для универсальных станков можно установить в этой линии предохранительный клапан КД2 (рис.7.7), настроенный на давление, близкое к КД1.
Схемы с дросселем «на выходе» более устойчивы против автоколебаний, чем схемы с дросселем «на входе». Особенно это заметно при малых скоростях движения РО, что обусловлено более интенсивным двухсторонним демпфированием энергии колебаний.
Жесткость гидросистем с дросселем «на входе» может быть повышена за счет установки подпорного клапана в сливной гидролинии системы. В этом случае при резком снятии нагрузки амплитуда скачка скорости РО уменьшается, а в сливной линии не происходит такого заброса давления, как в схемах с дросселем «на выходе». Однако за счет увеличения общего гидравлического сопротивления потери энергии возрастают.
Рис. 7.7
Гидросистемы с дросселями «на входе» и «на выходе» обладают сравнительно низким КПД . Применяемые в таких системах насосы постоянной производительности выбираются по суммарному расходу в гидродвигатели. Поэтому при малых скоростях движения РО значительная часть потока насоса вытесняется в бак под большим давлением через напорные клапаны. Кроме огромных потерь энергии, это приводит к нагреванию жидкости и ухудшению свойств масла.
Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 426; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!