авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 8 | 9 || 11 | 12 |   ...   | 16 |

«ПРЕДИСЛОВИЕ Гидравлические и пневматические приводы являются важ нейшими элементами современных транспортно технологических машин и оборудования: автомобилей, подъемно ...»

-- [ Страница 10 ] --

Рассчитанное по формуле (9.4) значение внутреннего диаметра трубопро вода d следует округлить до ближайшего стандартного значения Dy. При этом необходимо иметь в виду, что уменьшение размера Dy приводит к умень шению размеров не только трубопроводов и арматуры, но также и к умень 1 2 3 4 5 6 2 7 89 12345467589 5 77584  4 4 7584 3 877372 46 78 23 4 28 7 24 123456785 94 5 45 5 95 5  2453451525 945 495 45 45 45 4 332 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН шению размеров всех гидроаппаратов, что снижает массу, габариты и стои мость гидросистемы. В то же время уменьшение Dy ведет к увеличению гид равлических потерь и соответственно к снижению общего КПД привода. Час то окончательное решение о выборе величины Dy приходится принимать по сле выполнения поверочного расчета гидропривода.

Минимально допустимая толщина стенки d металлического трубопрово да, нагруженного внутренним статическим давлением, зависит от макси мального рабочего давления и рассчитывается по формуле рmax d 12, (9.5) 23р где sp — допустимое напряжение разрыва для материала трубы (по окруж ности), которое обычно выбирается равным 30...35% от предела прочности.

При частотных деформациях (колебаниях) трубы, обусловленных пуль сациями давления рабочей жидкости, гидравлическими ударами, вибраци ей машин при их работе и т. п., трубопровод подвергается дополнительным ди намическим нагрузкам. Учитывая это, приближенный расчет толщины сталь ных труб для распространенных условий нагружения можно проводить по указанной выше формуле, но с 50% ным снижением допустимых напряжений.

Жесткие трубопроводы для гидроприводов в основном изготовляют из бесшовных холоднодеформированных труб, выполненных из сталей марки Ст. 10 и 20 (ГОСТ 8734 75) и медных труб (ГОСТ 617 72). Для гидросистем низкого давления могут быть применены сварные трубы (ГОСТ 10707 76, ГОСТ 10707 80). Для гидросистем с давлением до 1,5...2 МПа можно приме нять трубы из полимерных материалов.

Для соединения подвижных элементов гидросистем, для компенсации неточностей при сборке агрегатов, а также для облегчения сборки некото рых узлов используют эластичные трубопроводы — резинотканевые рукава (ГОСТ 10362 76, ГОСТ 18698 79, ГОСТ 6286 73).

9.2.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ УСТРОЙСТВ УПРАВЛЕНИЯ ПОТОКОМ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ Основные параметры устройств управления потоком (клапанов, дроссе лей, распределителей) — номинальное давление pном и условный проход Dy.

Дополнительный параметр — номинальный расход Qном. Как правило, вели чина Dy для элементов управления принимается равной величине Dy для соответствующих трубопроводов.

9.2.7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ФИЛЬТРОВ Основные параметры для фильтров — номинальное давление pном, услов ный проход Dу и номинальная тонкость фильтрации Dном. Дополнительный параметр — номинальный расход Qном.

В соответствии с ГОСТ 14066 68 под номинальной тонкостью фильтра ции понимают минимальный размер частиц, задерживаемых фильтром, 9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ число которых составляет 90...95% частиц того же размера, находящихся в неотфильтрованной жидкости. Установлен следующий ряд значений номи нальной фильтрации Dном: 5, 10, 16, 25, 40, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250 мкм.

При выборе типа фильтра необходимое значение Dном назначается в соот ветствии с техническими условиями на насосы, гидромоторы и другие гид роаппараты, используемые в данной схеме. Типоразмер фильтра выбирается исходя из пропускаемого расхода в соответствии с гидравлической схемой (полнопоточная или пропорциональная фильтрация) и технической харак теристики фильтра.

9.2.8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОАККУМУЛЯТОРОВ Основными параметрами пневмогидроаккумуляторов являются номи нальное давление pном и номинальная емкость (Vном)ак.

Номинальной вместимостью (емкостью) кондиционеров рабочей среды, к которым относятся гидроаккумуляторы, гидробаки и теплообменники, называют наибольший объем жидкости, занимающей рабочую полость в про цессе эксплуатации. Номинальную вместимость (Vном)ак в соответствии с ГОСТ 12448 80 (СТ СЭВ 524 77) выбирают из ряда 1,0;

1,6;

2,5;

4,0;

6,3;

10;

16;

25;

40;

63;

100;

125;

160;

250;

320;

400;

500;

630;

800;

1000 л.

Исходным условием выбора гидроаккумулятора является полезный объ ем жидкости Vпол, который должен быть равен или больше, чем требуемый объем для нормальной работы всех потребителей. Величина Vпол рассчиты вается по формуле [6] 1 53 рго 4 n 8 3 pго 4 n 6 Vп, Vпол 7 5 pг2 9p 6 (9.6) г1  где рго — давление зарядки аккумулятора газом;

рг1 и рг2 — давление соот ветственно при минимальном Vг1 и максимальном объеме газа Vг2;

Vп — пол ный объем аккумулятора;

n — показатель политропы;

n = 1 при очень мед ленных рабочих циклах и n = 1,4 при быстрых рабочих циклах.

Объем аккумулятора Vг1, обеспечивающий необходимый полезный объ ем, можно найти из соотношения Vг1 = 12,5Vпол.

При выборе аккумуляторов надо иметь в виду, что для их нормальной рабо ты и в целях безопасности необходимо выдерживать соотношения: рг2/рго 1,1...1,06 и рг1/рг2 4...7 в зависимости от конструктивного исполнения.

9.2.9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОБАКА И ОЦЕНКА ТЕПЛОВОГО РЕЖИМА РАБОТЫ ГИДРОПРИВОДА Основным параметром гидробака является номинальная емкость (Vном)б.

Емкость гидробака, необходимая для нормального функционирования гид росистемы, принимается в 1,5...2 раза больше суммарного внутреннего объ ема всех элементов гидросистемы (насосов, штоковых полостей гидроцилин дров, гидромоторов, трубопроводов, фильтров, гидроаккумуляторов и дру гих элементов), но не менее 0,25...0,30 от минутной подачи насосов.

334 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Подсчитанная емкость бака округляется до ближайшего, стандартного значения (Vном)*. Большие значения (Vном)б увеличивают не только размеры и массу гидропривода и начальные затраты, но и срок службы масла, что по вышает срок службы и надежность элементов гидросистемы. Бак большего размера облегчает отвод тепла из гидросистемы.

В гидроприводе с разомкнутой циркуляцией бак является основным эле ментом, отводящим тепло из гидросистемы. После выбора бака проводят оценку теплового режима работы гидросистемы с целью определения уста новившейся рабочей температуры qуст, которая изменяется по нижесле дующему закону.

Основной причиной нагрева рабочей жидкости и всех элементов гидро системы является наличие гидравлических сопротивлений в элементах гид ропривода. Потери мощности, переходящие в тепло DN, можно определить по формуле 3N 4 N2 1 5 12, 68 7 (9.7) 9 где h — КПД гидропривода;

N2 = Rv = Mw = 2Mpn — мощность, снимаемая с гидродвигателя.

Формула (9.7) справедлива, если режим работы гидропривода, а следова тельно, и потери мощности DN примерно постоянны в течение всего времени t его работы (рис. 9.4).

Если циклограмма работы машины включает несколько участков (рис. 9.5) постоянной или примерно постоянной потребляемой мощности, то мощность, расходуемую на тепловые потери за цикл, следует рассчитать как среднюю за цикл работы мощность по формуле 2N 131 4 2N 11311 4... 2N i 3i 2Nср 5, (9.8) T где t, t,..., ti — продолжительность этапов работы с теряемой мощностью;

DN ‚ DN,..., DNi, Т — среднее время цикла.

Рис. 9. Качественный закон Рис. 9. Зависимость потерь мощности изменения температуры от времени гидросистемы 9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 9. Циклограмма Рис. 9. с несколькими участками Рабочий процесс с неравномерной постоянной потребляемой мощности циклограммой Если циклограмма рабочего процесса значительно неравномерна (рис. 9.6), то DNср можно определить из выражения T 1Nср 2 1N (3)d3. (9.9) Тепловой поток или количество тепла, выделяемое в гидроприводе в еди ницу времени, равно среднему значению теряемой за цикл работы машины мощности: Qср = DNср.

Дальнейший расчет теплового режима работы гидропривода следует про изводить по методике, приведенной в главе 8 в разделе «Тепловой баланс гидросистемы».

9.2.10. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В ГИДРОЛИНИЯХ Поток, подводимый к гидромотору для получения заданной частоты вра щения n2, рассчитывается по формуле q1 n Q2 2 02 2. (9.10) Расход в сливной магистрали будет меньше, что следует из формулы Qсл = Q2e02. (9.11) Значение e02 определяется по данным каталога как функция n2 и 22M 3p2 4, (9.12) q02 5м где 1м2 также берется при требуемых значениях n2 и Dp2, а q02 — рабочий объем, выбранный из каталога.

Расход Q2, который необходимо подвести к гидроцилиндру для обеспече ния заданной скорости v, и расход в сливной магистрали Qсл на выходе опре деляют по формулам, приведенным в табл. 9.1. Подача регулируемого насо са определяется по выражению Q1 2 q01n1301. (9.13) 336 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Значение коэффициента подачи e01 должно выбираться в зависимости от давления p1, создаваемого насосом. Однако величина p1 на этом этапе расчета может быть неизвестна, поэтому принимают e01 = (e01)ном, а затем, если необ ходимо, величину e01 корректируют.

Подача нерегулируемого насоса определяется по сумме расходов одно временно работающих гидродвигателей, расходов, отбираемых из гидросис темы, и утечек в гидроаппаратах. В схемах с дроссельным управлением не обходимо также рассчитывать расход в гидролинии, на которой установлен дроссель или переливной клапан: Qдр = Q1 – Q2, если работает один гидро n двигатель, и Qдр 1 Q1 2 3 Q2i при одновременной работе нескольких гидро i двигателей.

При расчетах расходов в гидролиниях обычно можно пренебрегать изме нением величины расхода за счет утечек в гидроаппаратах (клапанах, рас пределителях), за счет сжимаемости рабочей жидкости и локальных изме нений ее температуры. Расчет расходов во всех гидролиниях выполняется для каждого из анализируемых вариантов. Гидравлические потери в гидро линиях рассчитываются по формулам, приведенным в разделе 5.4.

9.2.11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ЭЛЕМЕНТАХ ГИДРОАРМАТУРЫ Потери давления в этом случае рассчитываются по формуле Вейсбаха:

1v 2pм 3 4м, (9.14) где xм — коэффициент потерь в местном сопротивлении;

v — скорость дви жения жидкости в трубопроводе.

Величина xм при ламинарном движении зависит от критерия Рейнольд са, а при турбулентном — xм = x0 = сonst. Значения xм для различных эле ментов гидроарматуры приводятся в справочной литературе [6;

10]. Там же приведена зависимость поправочного коэффициента b для вычисления ве личины xм = bx0.

9.2.12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОАППАРАТАХ Гидроаппараты являются сложными гидравлическими сопротивления ми, и потери давления в них Dpг указываются в технической документации либо в виде значения (Dpг)ном при номинальных значениях расхода Qном и кинематическом коэффициенте вязкости nном, либо в виде зависимости Dpг = Dpг(Q) при nном.

В случае отсутствия в паспорте устройства величин Dpг при расчетных значениях расхода Q и кинематическом коэффициенте вязкости n значения Dpг могут быть приближенно найдены по формулам:

m q 2 Q 3 ;

4p 5 (4p ) 2 1 3, 4pr 5 (4pr )ном 6 7 r ном 6 7 (9.15) 8 1 ном r 8 Qном 9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ Для ламинарного режима m = 1;

q = 1, для турбулентного — m = 2, q = 0.

Для режимов движения, обычно имеющих место в распределительной и контрольно регулирующей аппаратуре, рекомендуется m = 1,75...1,85;

q = 0,15...0,25. Расчет величины суммарных потерь давления Dp выполняет ся для каждой гидролинии и всех анализируемых вариантов.

9.2.13. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЯ НАСОСА И АНАЛИЗ ВОЗМОЖНОСТИ ЕГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ Для каждого варианта расчета определяется давление насоса:

p1 = p2 + (Dpп)1–2, (9.16) где р2 — давление на входе в гидродвигатель;

(Dpп)1–2 — суммарные потери давления в магистралях, соединяющих насос и гидродвигатель.

При использовании в качестве гидродвигателя гидромотора с нагрузкой M2 давление определяется по формуле 3 22M p2 5 7 1 2 6 pсл 8, (9.17) q02 9м где 1м2 — механический КПД гидродвигателя при давлении р2 и частоте вращения n2;

рсл — давление в сливной магистрали.

При использовании в качестве гидродвигателя гидроцилиндра с односто ронним штоком величина р2 определяется по формулам, приведенным в табл. 9.1, в зависимости от схемы включения. Для всех вариантов расчета сравниваются значения р1 и указанные в паспорте насоса значения (р1)ном и (р1)max. Если р1 (р1)ном, то насос считается пригодным для данной схемы.

Если (р1)ном р1 (р1)max, то необходимо учесть уменьшение ресурса работы насоса и оценить допустимость его использования. Если р1 (р1)max, то насос необходимо заменить и уточнить поверочный расчет.

9.2.14. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ФАКТИЧЕСКИХ МАКСИМАЛЬНЫХ СКОРОСТЕЙ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ Фактические максимальные скорости гидродвигателей определяются по следующей формуле:

1n1q01401 5 7 q 2 402, (n2 )ср 6 (9.18) q где e01 и e02 — коэффициент подачи насоса и коэффициент использования расхода гидромотора при давлениях в режиме максимальной скорости рабо чего органа и с учетом уменьшения значений e01 и e02 в процессе эксплуата 1q ции в соответствии с заданным ресурсом;

— суммарный расход утечек рабочей жидкости в гидроаппаратах, расположенных на гидролинии между насосом и гидродвигателем, и расход, отбираемый из этой же гидролинии, 338 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН например в систему управления;

для гидроцилиндров в зависимости от схе мы включения по формулам табл. 9.1, где (Q2 )ф 4 1n1q01501 6 7 q 2.

Приемлемость расхождений между заданными значениями (n2)max или vmax и фактическими выходными величинами (n2)ф или vф устанавливается в зависимости от назначения машины и функции рабочего органа для двух режимов работы, характеризуемых допустимыми значениями вязкости ра бочей жидкости.

9.2.15. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ И КПД ГИДРОПРИВОДА Среднее значение полезной мощности привода Nпол определяется по сум ме средних полезных мощностей на каждом гидродвигателе по формуле m Nпол 1 2 Nпол, j (9.19) j где j = 1,..., m — порядковый номер гидродвигателя.

Среднее значение полезной мощности гидродвигателя определяется по заданным в исходных циклограммах нагрузкам и скоростям по формулам:

§ при использовании гидромотора:

n 4 M2i 22 3i i i Nпол j (9.20) ;

T § при использовании гидроцилиндра:

n 3 R2i vi 2i i Nпол j (9.21), T где i = 1,2,3,..., n — номер операции в цикле;

ti — продолжительность i й операции;

T — время цикла;

M2, R i, 12, vi — нагрузки и скорости гидродви i i гателей на протяжении i й операции цикла.

Затрачиваемая мощность привода или приводная мощность насоса нахо дятся как среднее за цикл значение по формуле n 4 (Q1i p1i 2i )/3i i Nдв 1 (9.22), T где Q1, p1, 1i — подача, давление и КПД насоса, соответствующие i й опера i i ции цикла.

Общий КПД привода определяется как отношение средних величин по лезной и затрачиваемой мощностей по формуле h = Nпол/Nдв.

9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ 9.3. ДИНАМИКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРИВОДА Дифференциальное уравнение динамики гидравлического привода имеет вид [6;

25] 1 2 6 C dx 6 |R 1 dx 2 6 R 6 C R(8), 3 S3 S2 4 dx 3 d2 x m 9 2 5 pн S1 6 9 1 7 2 тр | sign (9.23) Gсл d8 d 1 0 d8 2 dt G где m — приведенная к поршню масса подвижных частей и рабочей жидко сти;

рн — давление насоса;

x — перемещение поршня;

S1 и S2 — эффектив ные площади поршня со стороны рабочей полости цилиндра и полости сли ва;

G — суммарная проводимость нагнетательной линии, определяемая по формуле G1S, (9.24) 2 nу l nм 6 4 7i i 8 b9i 4 di 1 где S — площадь сечения трубопровода;

li, xi — коэффициенты потерь по длине трубопровода и местных потерь;

li, di — длина и внутренний диаметр трубопровода;

b — поправочный коэффициент;

nу, nм — количество участ ков трубопроводов и местных сопротивлений в гидролинии;

Gcл — проводи мость сливного участка трубопровода, которая определяется по формуле Gсл 1 Sсл, (9.25) 2 lcл nм 4 Scл 5 1 8  b9i 8 6 7 2  з d3  x3 dcл   где Scл — площадь проходного сечения трубопровода сливной линии;

d3 — диаметр золотника гидрораспределителя;

x3 — открытие окна золотника;

m3 — коэффициент расхода при прохождении рабочей жидкости через слив ную щель золотника гидрораспределителя, lcл;

dcл — длина и внутренний диаметр трубопровода сливной магистрали.

Уравнение (9.23) представляет собой нелинейное дифференциальное урав нение второго порядка с переменными составляющими и в общем виде решения не имеет. Оно может быть решено с использованием ЭВМ числен ными методами интегрирования. Однако если полезную нагрузку и силы трения принять постоянными, уравнение (9.23) можно решить в общем виде. Примем [25] C1(dx/dt) + |Rтр|sign(dx/dt) + R0 + C2R(t) » Rср + Rтр. ср, (9.26) где Rср и Rтр. cр — средние значения сил полезной нагрузки и трения.

Обозначим при этом 3 S1 S 1 a, 2 1 b;

pн S1 2 (Rср 3 Rтр. ср ) 1 с. (9.27) G Gсл 340 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Подставим (9.27) в (9.23) и получим следующее выражение:

12 1 2 4 с 3 0.

2 md2 x d2 x dx dx 3 с 4 (а 5 b) 5 (а 5 b) или m (9.28) d6 d d62 d Уравнение (9.28) может быть решено аналитически, что позволяет опреде лить путь х, скорость перемещения v и ускорение а* рабочих органов [6;

25]:

x 3 [m(a 4 b)]lnch 1 (a 4 b)c52 ;

1 (9.29) 6m 8 th 3 (a 6 b)c74 ;

dx c v5 5 (9.30) (a 6 b) 8 m d7 d2 x c a3 4 4 (9.31).

d52 61 (a 8 b)c mch2 9m Подстановка значений a, b и c в уравнения (9.29)–(9.31) позволяет выра зить путь, скорость и ускорение поршня гидропривода через его геометриче ские параметры, режим работы системы и силы сопротивления движению, что дает возможность рассчитать привод по заданным динамическим харак теристикам. С учетом этого имеем [6;

25]:

1 1 4 S3 S3 5 3 mG 2 Gсл x6 G 2 7 G [ pн S1 8 (Rср 7 Rтр. ср )]9 ;

lnch 1 (9.32) S1 Gсл 7 S2 G 32 3 m 3 сл    1 G 2 Gсл [ рн S1 3 (Rcp 4 Rтр. cp )] 7 1 5 S1 S2 6 2 3 v8 G 2 4 G [ рн S1 3 (Rcp 4 Rтр. cp )]9 ;

(9.33) th 3 G 2 4 S3 G 2 m 7 S1 сл сл    рн S1 2 (Rcp 3 Rтр. cp ) a1 4. (9.34) 5 1 8 S3 S3 9 7 3 2 [ р S 2 (Rcp 3 Rтр.cp )] 1 mch m G 2 Gсл  н 7     Для оценки времени срабатывания (быстродействия) гидросистемы tc можно в первом приближении принять величины a, b и c постоянными.

При таком допущении уравнение (9.26) позволяет определить установив шуюся (максимальную) скорость. Она будет при ускорении d x 1 0. При этом d условии из (9.26) получаем следующее выражение:

dx (a 3 b) 4 с 5 0, d max где dx 3 vmax 3 vуст.

d4 max Из этого выражения следует G 2 Gсл [ рн S1 1 (Rcp 2 Rтр. cp )] с vmax 3 vуст 3 3. (9.35) a2b S1 Gсл 2 S2 G 32 9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ Зная vуст = vmax, можно с достаточной степенью приближения определить время срабатывания гидравлического привода c помощью выражения 2x x 1 2c 3. (9.36) vmax vmax Такая приближенная оценка времени срабатывания удобна для коррек тирования параметров элементов и узлов гидросистемы с целью обеспечения заданного быстродействия.

Для определения времени разгона поршня tp уравнение (9.28) запишем в виде dv 1 (a 1 b)v2 2 с 3 0, m (9.37) d dx 1 v, или где dt dv 1 с 2 (a 3 b)v2.

m d Откуда, разделяя переменные, получим m 1 dv d2 3. (9.38) с 4 (а 5 b)v Время разгона tp, характеризующее инерционность гидросистемы, мож но найти приближенно, задавшись исходными параметрами, т. е. скоростя ми в начале и в конце разгона поршня, и приняв vнач = 0, vкон = vуст. Проин тегрировав обе части уравнения (9.38) соответственно от 0 до tp и от 0 до vуст, получим с 1 vуст a 1 b m 2p 3 ln.

2 (a 1 b)c с 4 vуст a 1 b После подстановки значений a, b и c получим tp:

m 1p 2 4 S1 S 2 8 2 6 2 9 [ рн S1 7 (Rср 6 Rтр.ср )] G Gсл 3 S1 S pн S1 7 (Rcp 6 Rтр.cp ) 6 6 2 vуст G Gсл 3 ln. (9.39) 3 S S рн S1 7 (Rср 6 Rтр.ср ) 7 6 22 vуст G 2 Gc Сопоставление расчетных данных, полученных с помощью зависимости (9.39), с результатами экспериментов свидетельствует, что погрешность расче та по ним не превышает 10...15%, что приемлемо для инженерных расчетов.

Вопросы для самоконтроля 1. Что служит исходными данными для расчета гидропривода?

2. Что понимают под номинальным давлением pном и чем руководствуются при его выборе?

3. Какие параметры следует обеспечить при подборе гидродвигателей по каталогу?

342 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 4. Перечислите основные расчетные параметры для гидродвигателей.

5. Зачем при расчете нужна циклограмма нагружения гидродвигателя?

6. Изобразите возможные схемы включения гидроцилиндров.

7. Назовите основные требования при подборе насоса.

8. Перечислите основные расчетные параметры насоса.

9. Как определить мощность приводного двигателя насоса?

10. Как определить потребный рабочий объем насоса?

11. Чем руководствуются при выборе типоразмеров трубопроводов?

12. Исходя из чего определяют параметры фильтров?

13. Какие параметры пневмогидроаккумуляторов являются основными?

14. Как определить полезный объем жидкости в гидроаккумуляторе, объем газо вой подушки?

15. Какими факторами обусловливается нагрев рабочей жидкости в гидросистеме?

16. Как пересчитать потери давления в гидроаппаратуре, если в паспортах не при ведены данные при заданных Q и Т?

17. По какой формуле можно определить потребное давление на входе в гидро мотор?

18. Как определить общий КПД гидропривода?

19. Какие характеристики гидропривода оказывают влияние на его динамические свойства?

9. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОПРИВОДОВ ГЛАВА 10 ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ГЛАВА ПРИВОДЫ Пневматические приводы представляют собой устройства, в состав которых входят один или несколько объемных пневмодвигателей, источники энергии воздуха, пневмоаппаратура, кондиционеры воздуха, пнев моемкости, пневмолинии, средства измерения, в частности, манометры, тер мометры и прочее оборудование.

Рабочим телом в пневмоприводах является сжатый воздух;

поэтому рас чет процессов в них основывается на законах и уравнениях газо и термоди намики. Эти законы, положенные в основу газодинамических расчетов пнев мосистем и их элементов, и описываемые ими процессы рассматриваются в курсах «Термодинамика и теплотехника» и в настоящем учебнике приведе ны в виде справочных данных в объеме, необходимом для усвоения изло женного в нем материала. На рис. 10.1 приведена структурная схема пнев мопривода.

Источником рабочего тела (воздуха) в пневмоприводах может быть ком прессор, пневмоаккумулятор, пневмосистема и аналогичные устройства.

Поток сжатого воздуха передается по трубопроводу к пневмодвигателю, в котором энергия сжатого воздуха преобразуется в механическую энергию Рис. 10. Структурная схема пневмопривода 344 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН выходного звена пневмодвигателя, которое вместе с приводным звеном ме ханизма или машины (нагрузки) приходит в движение.

Пневмодвигатели, входящие в состав пневмоприводов, подразделяют на пневмоцилиндры, пневмомоторы и поворотные пневмодвигатели. В пневмо цилиндрах выходные звенья совершают возвратно поступательное движе ние, в пневмомоторах — вращательное, в поворотных пневмодвигателях — вращательное с ограниченным углом поворота.

С помощью пневмоаппаратуры в пневмоприводах изменяют или поддер живают заданное давление или расход рабочего газа, производят пуск или перекрывают поток рабочего тела, изменяют направление его движения.

В пневмоприводах применяют следующие виды пневмоаппаратов: пневмо распределители, пневмоклапаны, пневмодроссели и другие аппараты.

Кондиционеры рабочего тела служат для получения необходимых каче ственных его показателей. К ним относятся воздушные фильтры, влагоотде лители, маслораспылители, холодильники и пневмоглушители.

Пневмоемкости (ресиверы и пневмоаккумуляторы) предназначены для содержания в них рабочего тела с целью дальнейшего использования его в процессе работы пневмопривода. В пневмоприводах нет сливных и дренаж ных линий, так как отработавший воздух выпускается непосредственно в атмосферу. Пневмолинии подразделяют на всасывающие, напорные, пнев молинии управления и выхлопные.

10.1. КЛАССИФИКАЦИЯ ПНЕВМОПРИВОДОВ Классификация пневмоприводов во многом аналогична клас сификации объемных гидроприводов. В cоответствии с ГОСТ 17752 72 пнев моприводы подразделяют по следующим классификационным признакам:

§ по виду движения выходного звена — поступательного, поворотного и вращательного движения;

§ по способу регулирования — с ручным и автоматическим регулирова нием;

§ по задачам регулирования — стабилизированные, программные и сле дящие.

Наибольшее применение получили пневмоприводы поступательного дви жения, в которых пневмодвигателями являются пневмоцилиндры. В пнев моприводах вращательного движения применяют пневмомоторы. Реже при меняют пневмоприводы поворотного движения с поворотными пневмодви гателями.

В отличие от гидроприводов, пневмоприводы относятся к системам с дрос сельным регулированием, в которых регулирование скорости движения вы ходных звеньев пневмодвигателей осуществляется с помощью пневмодрос селей или дросселирующих пневмораспределителей. Пневмоприводы отно сятся к системам с разомкнутой циркуляцией, так как отработанное рабочее тело (сжатый воздух) отводится из них по выхлопным пневмолиниям непо средственно в атмосферу.

10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Пневмоприводы по виду источника энер гии рабочего тела подразделяют на компрес сорные, магистральные, аккумуляторные и газогенераторные.

Компрессорами называют машины, пред назначенные для сжатия и нагнетания газа.

В пневмоприводах наибольшее распростране ние получили воздушные поршневые ком прессоры. Основными параметрами воздуш ных поршневых компрессоров являются дав ление сжатого воздуха на выходе компрессора р и производительность компрессора Q.

В зависимости от числа ступеней после довательного сжатия воздуха компрессоры подразделяют на одноступенчатые и много Рис. 10. ступенчатые.

Одноступенчатый компрессор и индикаторная диаграмма Одноступенчатые компрессоры. На рис.

рабочего процесса 10.2б показана схема одноступенчатого воз душного поршневого компрессора, основными конструктивными элемента ми которого являются цилиндр 1, поршень 2, шатун 3, всасывающий 4 и на гнетательный 5 клапаны. Поршень 2 соединен шатуном 3 с валом компрес сора через кривошип (на рисунке не показан). Привод вала компрессора осуществляется от электродвигателя или другого приводящего двигателя.

На рис. 10.2а приведена индикаторная диаграмма рабочего цикла ком прессора. Принцип работы компрессора заключается в следующем. При движении поршня 2 слева направо в цилиндре 1 создается разрежение, открывается всасывающий клапан 4 и цилиндр заполняется воздухом (ли ния d–а). Когда поршень 2, дойдя до правого крайнего положения, начи нает двигаться влево, всасывающий клапан 4 закрывается и начинается сжатие воздуха (линия а–b). Процесс сжатия определяется условиями те плообмена между сжимаемым воздухом и стенками цилиндра. Увеличе ние давления газа в цилиндре происходит до тех пор, пока оно не станет больше давления р2. Под действием разности этих давлений открывается нагнетательный клапан 5 и сжатый воздух выталкивается через него из ци линдра 1 (линия b–с).

При обратном движении поршня 2 воздух, оставшийся в объеме вредно го пространства V0 цилиндра, расширяется политропно и давление падает (линия с–d). Нагнетательный клапан 5 при этом закрыт. Как только давле ние газа в цилиндре станет ниже давления р1, открывается всасывающий клапан 4 и снова начинается процесс всасывания — поступает новая порция воздуха. Однако, как видно из диаграммы, вследствие влияния вредного про странства этот процесс начинается при положении поршня, соответствую щем точке d, а не в левом крайнем положении, что значительно снижает наполнение цилиндра воздухом и, следовательно, уменьшает производитель ность компрессора. Поэтому объем вредного пространства (обычно 5...10% полного объема цилиндра) стремятся сократить.

346 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Одноступенчатый компрессор дает высокую производительность и допус тимую температуру сжатого газа при конечных давлениях не более 0,8...1 МПа.

Многоступенчатые компрессоры. Для получения высоких давлений при меняют многоступенчатое сжатие, при котором общий перепад давлений раз бивают на ряд ступеней с промежуточным охлаждением воздуха между ними.

Охлаждение воздуха после сжатия в ступени давления перед поступлением в следующую ступень позволяет не только уменьшать общие затраты работы на сжатие, но и создавать нормальные температурные условия, предотвра щающие взрывы и чрезмерный расход смазки.

Из теоретической диаграммы рабочего процесса двухступенчатого ком прессора (рис. 10.3а) видно, что в результате промежуточного охлаждения воздуха (линия 2–2) после сжатия его в ступени низкого давления (ли ния 1–2) затраченная работа оказывается меньше на величину, численно рав ную заштрихованной площади 2 2 2 2. После сжатия в ступени высокого давления (линия 2–2) перед подачей потребителю воздух выталкивается в конечный охладитель, где при постоянном давлении охлаждается до началь ной температуры.

На рис. 10.3б показана схема компрессорной установки с двухступенча тым поршневым компрессором [4]. При работе компрессора воздух из атмо сферы через воздухозаборник ВЗ и воздушный фильтр Ф попадает в ступень низкого давления НД, откуда с промежуточным давлением нагнетается в промежуточный охладитель XI, где охлаждается при постоянном давлении, отдавая теплоту через поверхность теплообмена охлаждающей воде.

Охлажденный воздух сжимается в ступени высокого давления ВД, на гнетается в конечный охладитель Х2, а оттуда через маслоотделитель МО и ресивер РС по трубопроводу поступает к потребителю. Масло и вода, выде ленные из сжатого воздуха в конечном охладителе Х2 и маслоотделителе МО, периодически отводятся в дренажный бак Б и оттуда впоследствии уда ляются.

Компрессорная установка снабжена предохранительными и обратными клапанами и измерительными приборами. Обратный клапан КО запирает Рис. 10. Компрессорная установка с двухступенчатым компрессором 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ выход воздуха из ресивера при остановке компрессора, а предохранитель ный клапан КП предохраняет ресивер от разрушения при повышении давле ния сверх допустимого. Пневмосеть компрессорной установки имеет венти ли ВН1–ВНЗ [4].

Компрессорные станции в деревообрабатывающей промышленности ос нащают компрессорами различной производительности в зависимости от расхода воздуха. На предприятиях используют стационарные и передвиж ные поршневые компрессоры с водяным или воздушным охлаждением одно или двухцилиндровые производительностью 0,5...10 м3/мин свободного воз духа и рабочим давлением 0,4...0,8 МПа.

Среднечасовой объемный расход воздуха Qср. ч, потребляемый различны ми объектами предприятия, включают в сводную ведомость среднечасового расхода воздуха. Расчетный расход воздуха Qрасч, м3/ч, для каждой смены определяется по формуле Qрасч = KрKпKиKмQср. ч, (10.1) где Kр — коэффициент, учитывающий расход воздуха потребителями, не включенными в расчеты (принимается равным 1,2);

Kп — коэффициент, учи тывающий потери от неплотностей в соединениях, арматуре (принимается равным 1,2);

Kи — коэффициент, учитывающий потери в связи с износом пневматического инструмента (принимается равным 1,15...1,2);

Kм — коэф фициент, учитывающий максимальный расход, периодически превышаю щий среднечасовой (принимается для деревообработки 1,2);

Qср. ч — средне часовой расход воздуха, принимаемый в результате подсчетов расхода воз духа потребителями.

Найденная максимальная величина расчетного почасового расхода воз духа является исходной для выбора компрессора. При трехсменной работе предприятия с неравномерным расходом воздуха по сменам целесообразно использовать три компрессора, чтобы в первой смене работали три, во вто рой — два и в третьей — один компрессор. Рабочее давление компрессора необходимо выбирать с учетом того, что высокие давления приводят к умень шению габарита компрессора и элементов пневматической системы. Однако следует помнить, что высокое давление усложняет эксплуатацию всей пнев матической системы предприятия.

Производительность компрессора Qк простого действия определяют по формуле Qк = D2hnкlz, (10.2) где D — внутренний диаметр цилиндра 1 й ступени, м;

h — ход поршня, м;

nк — частота вращения компрессора, с–1;

l — коэффициент подачи (l = = 0,7...0,88);

z — число цилиндров 1 й ступени.

Производительность компрессоров двойного действия рассчитывается по формуле Qк = 2(D2 – d2)hnкlz, (10.3) где d — диаметр штока, м.

348 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Техническая характеристика компрессоров отечественного производ ства, используемых в деревообрабатывающей промышленности, приведе на в [29].

Вакуумные насосы в деревообработке применяют для создания вакуума, необходимого при работе вакуумных загрузчиков и перекладчиков. Техни ческая характеристика высоковакуумных насосов приведена в [29].

10.2. ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ По принципу действия и конструктивному исполнению эле менты пневмосистем подобны, за исключением источников питания, соот ветствующим элементам гидросистем, а часто в обеих системах применяют ся одни и те же типы этих элементов. В частности, преобразование энергии сжатого воздуха в механическую работу производится в этих системах объ емными пневмодвигателями вращательного (пневмомоторы) и прямолиней ного (силовые пневмоцилиндры) движения (рис. 10.4). Реже применяются пневмоповоротники (моментные пневмоцилиндры) [1].

Под объемным пневмодвигателем понимается пневмодвигатель, в кото ром преобразование энергии происходит в процессе попеременного заполне ния рабочей камеры рабочим телом и вытеснения его из рабочей камеры.

В качестве объемных пневмодвигателей (пневмомоторов) вращательного дви жения применяются пластинчатые и шестеренные машины.

На рис. 10.4а приведена конструктивная схема типового пластинчатого двигателя (пневмомотора) вращательного движения. Сжатый воздух подво дится через канал а корпуса и далее через отверстия в статоре 2 поступает в соответствующую рабочую камеру мотора, образованную двумя смежными пластинами 3 и поверхностями статора 2 и ротора, и, действуя на эти пла стины, развивает крутящий момент. После того как рабочая камера пере кроется при вращении ротора 1 относительно связанных с окном питания каналов b в статоре, наполнение ее сжатым воздухом прекращается. При дальнейшем вращении ротора объем рабочей камеры увеличивается (q1 q2) Рис. 10. Пневмомоторы 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ и расширяющийся воздух продолжает действовать на ограничивающие его пластины, развивая крутящий момент. При соединении камеры, заполнен ной частично расширившимся воздухом, с каналами с статора 2 воздух уда ляется в атмосферу.

Скорость пневмомотора регулируется путем поворота его статора 2, при котором изменяется продолжительность соединения рабочих камер с отвер стиями b питания, а следовательно, и степень наполнения камер cжатым воздухом. Подобный пневмодвигатель, в котором регулирование произво дится путем отсечки потока рабочего тела, называется пневмодвигателем с регулированием отсечкой, причем под отсечкой понимается прекращение подачи рабочего тела в рабочие камеры пневмодвигателя в момент, когда еще происходит увеличение их объема.

Работа пневмомотора может протекать и при полном расширении возду ха до давления, близкого к атмосферному давлению. В реальных машинах применяется частичное расширение, так как полное расширение ведет вслед ствие значительного понижения температуры к увеличению размеров ма шины и к обмерзанию воздушных каналов.

На рис. 10.4б представлена конструкция пневмомотора шестеренного типа, который представляет собой пару косозубых шестерен 2 и 3 (угол на клона зубьев 6...8°), валы которых установлены в подшипниках качения [1].

Для обеспечения работы в условиях плохой смазки применены боковые диски 1 из антифрикционного материала. Смазка шестерен при работе пнев момотора осуществляется автомасленкой, подающей масло в поток сжатого воздуха, который через кран управления по каналам в корпусе пневмодвига теля подается к блоку роторов.

В ряде конструкций применены автоматические устройства центробеж ного типа, ограничивающие максимальную скорость пневмомотора.

Пневмодвигатели с возвратно поступательным движением выходного звена можно разбить на две группы: поршневые и диафрагменные. Из них наибольшее распространение получили поршневые пневмодвигатели благо даря значительно большей длине хода штока и компактности.

10.2.1. ПОРШНЕВЫЕ ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ДВИГАТЕЛИ Поршневые пневматические двигатели подразделяются на пневмодвига тели одностороннего и двустороннего действия, при этом они могут быть сдвоенными, строенными и т. д. К основным конструктивным элементам поршневого пневматического двигателя относятся: цилиндр, шток с порш нем и система уплотняющих устройств. Привод, как правило, снабжается аппаратурой управления (распределительные и редукционные клапаны, ре гуляторы расхода воздуха и др.). Поршневые двигатели одностороннего дей ствия применяются в тех случаях, когда возвратное движение поршня со вершается без нагрузки вхолостую.

Пневматический поршневой двигатель одностороннего действия с воз вратной пружиной, изображенный на рис. 10.5, состоит из цилиндра 1, што ка 2 с поршнем, возвратной пружины 3, уплотняющих устройств 4, крыш 350 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ки 5 и штуцера 6. Наружный конец што ка соединяется с исполнительным зве ном.

Работа двигателя осуществляется следующим образом. Сжатый воздух, подаваемый через штуцер 6 в полость цилиндра 1, создает давление на поршень, который, перемещаясь по стрелке А, сжимает пружину и создает необходи Рис. 10. мое усилие. Для осуществления возврат Пневматический поршневой двигатель ного движения достаточно перекрыть с одностороннего действия помощью распределительного крана дос туп сжатого воздуха в полость цилиндра 1 и открыть доступ воздуха из этой полости в атмосферу. Под действием сжатой пружины поршень и связанные с ним звенья исполнительного механизма возвращаются в исходное положение.

В качестве уплотнений применяются резиновые кольца, хлорвиниловые и кожаные воротники и манжеты, а также пеньковый или асбестовый шнур, пропитанный церезиновой смесью.

От материала и конструкции уплотняющих устройств зависит величина КПД привода, поэтому к ним предъявляются особые требования. Уплотне ние поршней и штоков должно быть надежным, чтобы исключить утечки воздуха из рабочих полостей приводов. В то же время сопротивление движе нию поршня, создаваемое поджатием уплотняющих устройств, должно быть минимальным. Наиболее распространенным видом уплотнений для порш ней и штоков в пневматических поршневых двигателях являются кожаные и резиновые воротники и манжеты. Габариты нормализованных воротников и манжет указаны в соответствующих ГОСТах [1].

Корпуса приспособлений обычно изготовляются из серого чугуна или малоуглеродистой стали. В корпус вставляется стальная рубашка, внутри которой движется поршень. Посадка рубашки в корпус выполняется с натя гом обычно по 3 му классу точности. Обработка внутренней полости рубаш ки производится по 2 му или 3 му классу точности [1].

Схемы характерных разновидностей поршневых пневматических двига телей одностороннего действия приведены на рис. 10.6а, б. Полости II ци линдров этих двигателей должны свободно сообщаться с атмосферой во избе жание образований в них недопустимого давления воздуха или вакуума при движении поршня в ту или иную сторону.

Своеобразной по конструкции является схема, изображенная на рис. 10.6б.

Рабочая полость I этого пневмоцилиндра сообщается с дополнительной поло стью III через отверстие, образуемое стенкой, разделяющей полости I и III, и канавкой на штоке. Канавка выполняется различной по глубине и ширине для разных сечений по длине штока. Благодаря этому площадь отверстия, через которое полость I заполняется воздухом, будет переменной в зависи мости от хода поршня. Такая конструкция позволяет получать переменные параметры заполнения рабочей полости цилиндра воздухом и, следователь но, изменять скорость движения поршня в зависимости от его перемещения.

10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Рис. 10. Схема поршневых пневмоцилиндров одностороннего действия Рис. 10. Схемы поршневых пневмоцилиндров двустороннего действия В данной схеме уплотнения штока между полостями I и III можно не ставить, считая зазор между стенкой, соединяющей полости I и III, и што ком как часть отверстия истечения, через которое полость I наполняется воздухом.

Для исключения возможности образования воздушной подушки в полос ти I при возвратном движении поршня под действием пружины эту полость можно соединить с атмосферой дополнительным выпускным краном, сбло кированным с распределительным краном.

Пневматические приводы поршневого типа одностороннего действия, показанные на рис. 10.6, могут быть также сдвоенными, строенными и мно гократными.

Сила F, развиваемая на штоке двигателем при отсутствии движения порш ня, определяется выражением F = pS – Fпp – T, (10.4) где р — давление в полости I цилиндра (избыточное);

Fпр — усилие возврат ной пружины;

Т — силa трения в уплотняющих устройствах с учетом других видов сопротивления;

S — площадь поршня.

352 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН На рис. 10.7 показаны схемы поршневых пневматических двигателей двустороннего действия. В отличие от приводов одностороннего действия, обе полости цилиндра справа и слева от поршня являются рабочими, а пря мое и возвратное движения поршня совершаются под действием сжатого воз духа. Основные конструктивные элементы этих двигателей не отличаются от аналогичных элементов двигателей одностороннего действия.

Схема, показанная на рис. 10.7а, работает по следующему принципу. При наполнении сжатым воздухом полости II цилиндра поршень перемещается вправо. Воздух, находящийся в полости I, через распределительный кран выходит в атмосферу. Если подавать сжатый воздух в полость I, поршень будет совершать возвратное движение, вытесняя воздух из полости в атмо сферу. Управление приводом осуществляется с помощью распределительно го крана. Сила, развиваемая на штоке двигателем при неподвижном его по ложении, определяется следующими выражениями:

F = (pII – pI)S + (pI – ратм)Sш – Т (10.5) — для случая заполнения сжатым воздухом полости II;

F = (рI – pII)S – (pI – pатм)Sш – Т (10.6) — для случая заполнения сжатым воздухом полости I, где pI и рII — абсо лютное давление соответственно в полостях цилиндра I и II, S — площадь поршня;

Sш — площадь сечения штока;

Т — сила трения в уплотняющих устройствах и другие виды сопротивления (от перекосов, веса штока с порш нем и др.);

ратм — атмосферное давление.

Принцип действия схемы, изображенной на рис. 10.7б, отличается от принципа действия предыдущей схемы тем, что введены две дополнитель ные полости III и IV, позволяющие образовать переменные сечения отвер стий по пути поршня для наполнения воздухом полостей I и II. Между по лостями II и III, а также I и IV уплотнения не ставятся, так как у двигателей одностороннего действия подобного типа зазоры между штоками и стенка ми, разделяющими полости II и III, I и IV, могут быть приняты в расчет как часть отверстий истечения. На рис. 10.7в представлена схема сдвоенного поршневого пневматического двигателя двустороннего действия. У двигате лей такой конструкции одновременно заполняются воздухом полости I и II или полости III и IV — в зависимости от того, в какую сторону нужно совер шать движение.

Сила, развиваемая двигателем на штоке при неподвижном поршне в слу чае одновременного заполнения сжатым воздухом полостей I и II, определя ется выражением F = 2(pI–II – pIII–IV)S – (pI–II + ратм – 2pIII–IV)Sш – T, (10.7) при заполнении полостей III и IV:

F = 2(pIII–IV – pI–II)S – (2pIII–IV – pI–II – pатм)Sш – T, (10.8) где рI–II — абсолютное давление воздуха в полостях и I и II (одинаковое в каждой полости);

pIII–IV — абсолютное давление воздуха в полостях III и IV.

10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Диаметр пневматического цилиндра определяют, используя коэффици ент k, учитывающий потери на трение в манжетах, сальниках и других со противлениях, по формуле 4kF D1.

2p (10.9) При k = 1,5 диаметр цилиндра D 1 1,382 F/р. Если среднее давление в F воздушной сети р = 0,4 МПа, то D 1 1,382 1 2,18 2 10–3 F, м [29].

0,4 2 Определение сил трения в цилиндре. Силы сопротивлений в цилиндре возникают в результате трения в основном в уплотнениях. Силы трения в манжетных уплотнениях определяют по формуле [29;

30] T = pfтрdhм, (10.10) где fт — коэффициент трения: для кожи fт = 0,06...0,1;

для резины fт = = 0,1...0,15;

р — давление воздуха в цилиндре, МПа;

d — диаметр штока, м;

hм — высота трущейся части манжеты, м.

Силы трения в кольцевых уплотнениях определяют по формуле [29] Tк = pfтbD(zpk + p), (10.11) где fт — коэффициент трения (при применении бронзовых или чугунных колец, хорошей смазке и высокой скорости fт = 0,07...0,1;

при малой скоро сти движения fт = 0,1...0,15;

при плохой смазке fт = 0,2...0,35;

b — ширина кольца, м;

D — диаметр цилиндра, м;

z — число колец;

pк — удельное давле ние кольца на стенку цилиндра, МПа;

p — давление в цилиндре, МПа.

Пневмоцилиндры одностороннего и двустороннего действия иногда вы полняются с вращающимися цилиндрами. Между распределительным кра Рис. 10. Схемы двухпоршневых пневматических цилиндров 354 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 10. Типовые схемы пневматических молотков ном и рабочей полостью устанавливаются специальные головки или муфты, обеспечивающие подачу сжатого воздуха во вращающийся (например, на шпинделе станка) пневмоцилиндр [1].

Пневмоцилиндры, так же как и гидроцилиндры, могут быть с неподвиж ным штоком и подвижным цилиндром и наоборот. Иногда цилиндр и шток пневмоцилиндра выполняются подвижными для совершения двустороннего движения. Двустороннее движение можно получить и при неподвижном ци линдре. В этом случае в рабочую полость цилиндра помещается второй пор шень. Схемы таких пневмоцилиндров приведены на рис. 10.8 [26].

К поршневым относятся приводы пневматических клепальных и отбой ных молотков, а также ряд гидропневматических приводов станков и при способлений. На рис. 10.9а приведена схема пневматического молотка 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ с саморегулирующимся поршнем. Из воздушной магистрали сжатый воздух поступает по каналу 2, кольцевому пространству 5 и каналу 3 в правую по лость молотка и перемещает поршень 6. Находящийся в левой полости мо лотка воздух вытесняется поршнем через отверстие 7 в атмосферу. В конце рабочего хода поршень перекрывает отверстие канала 2 и выпускное отвер стие 7 и при этом открывает отверстие канала 1 и выпускное отверстие 4.

В результате воздух поступает в левую полость молотка, перемещает пор шень вправо, который и вытесняет воздух через отверстие 4 из правой полос ти в атмосферу.

Пневматический молоток с золотниковым воздухораспределением и труб чатым золотником (рис. 10.9б) действует по следующему принципу. Во вре мя рабочего хода сжатый воздух поступает по каналу 4 в правую часть ци линдра;

из левой части цилиндра воздух вытесняется по каналу 8, кольце вой выточке 6 и каналу 3 в атмосферу. В конце рабочего хода сжатый воздух, проходя по каналу 2, сдвигает золотник 5 вправо и проходит по каналу 8;

при этом происходит обратный ход поршня 1. Из правой части цилиндра воздух выходит по каналу 7. В конце обратного хода канал 7 перекрывается поршнем, воздух в правой части цилиндра сжимается и передвигает золот ник влево, вследствие чего начинается рабочий ход.

В пневматическом молотке с клапанным воздухораспределением (рис. 10.9в) сжатый воздух поступает во время рабочего хода по каналам 10, 1 и 2 в левую часть цилиндра;

из правой части цилиндра по каналам 6 воздух вытесняется в атмосферу. В конце хода каналы 6 перекрываются поршнем 5, воздух в про странстве 7 сжимается и, проходя по каналу 8, передвигает пластинчатый клапан 3 влево. При обратном ходе сжатый воздух поступает по каналам 10, 9 и 8 в правую часть цилиндра, а отработавший воздух уходит по каналу 6.

В конце обратного хода под действием сжатого воздуха в пространстве 4 кла пан 3 будет возвращен в исходное положение.

10.2.2. МЕМБРАННЫЕ (ДИАФРАГМЕННЫЕ) ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ДВИГАТЕЛИ ИЛИ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ В пневмосистемах, в особенности в пневмоавтоматике с небольшими хо дами исполнительных механизмов и давлениями ( 1 МПа), широко распро странены пневмоаппараты, основанные на использовании упругих элемен тов (мембраны, сильфоны и пр.). Эти аппараты применяются как в качестве исполнительных механизмов, так и в качестве чувствительных элементов, воспринимающих измеряемую величину [19].


В системах промышленной пневмоавтоматики применяются преимуще ственно приборы с эластичными неметаллическими (резиновыми и пласт массовыми) мембранами, которые отличаются простотой конструкции, а так же возможностью обеспечения полной герметичности.

Принцип действия и основные расчеты этих устройств были рассмотре ны выше, однако применительно к условиям работы в чувствительных эле ментах пневмоавтоматики к мембранным устройствам предъявляется ряд дополнительных требований. В частности, характеристики узлов этих пнев 356 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН моприборов в значительной мере зависят от свойств их упругих элементов — эластичных мембран, определяемых как качеством материала, так и их спо собностью сохранять эффективную площадь при различных условиях рабо ты (величинах хода, перепадах давления и пр.).

В системах промышленной пневмоавтоматики требуется обеспечить плав ное бесступенчатое регулирование (изменение) эффективной площади мем браны по заданному закону.

На рис. 10.10а изображена схема мембранного узла, эффективная пло щадь мембраны которого регулируется смещением жесткого центра. Мем бранное полотно 2 защемлено по периметру между верхней 1 и нижней 3 час тями корпуса. Центральная часть полотна зажата на грибообразном штоке 4, служащим жестким центром всей конструкции [19]. Внутренняя боковая по верхность нижней части корпуса 3 и внешняя боковая поверхность жесткого Рис. 10. Схемы мембранных пневматических исполнительных механизмов 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ штока 4 выполнены по заданному профилю (обычно в виде усеченного прямо го конуса с равными углами конусности при вершине, составляющими 60°).

Усилие давления подводимого воздуха передается на выход через шток регулируемой длины.

При допущении, что участок свободного провисания на дуге аb (рис. 10.10а) очерчен дугой круга, и образующие конусов являются касательными к этой дуге, эффективная площадь определяется текущими значениями диаметров D и d граничных линий касания полотна мембраны с коническими поверхно стями. Последнее обусловлено тем, что участки мембранного полотна, лежа щие на конических поверхностях корпуса и жесткого центра, в работе мем бранного механизма не участвуют, причем при равных углах конусности дуга кривой участка провисания сохраняется постоянной для всех положе ний жесткого центра по оси. Однако, поскольку провисание мембранного полотна, определяющее эффективную площадь мембраны, изменяется при перемещении жесткого центра в осевом направлении, с положением этого центра изменяется также и эффективная площадь мембраны. Так, например, при максимальном смещении жесткого центра из некоторого текущего поло жения, определяемого диаметрами контакта полотна D и d, вверх (на рис. 10.10а это положение изображено штриховой линией) контакт мембраны с внутрен ней поверхностью конуса корпуса 3 происходит по диаметру Dmax D, а с внеш ней поверхностью конуса жесткого штока 4 — по диаметру основания конуса dmax d. В соответствии с этим эффективная площадь мембраны достигает в этом положении максимального значения, определяемого из выражения [19] Smax 2 ( D2 3 Dmax dmax 3 dmax ).

(10.12) 12 max Аналогично для крайнего нижнего положения жесткого центра текущие значения d и D принимают значения dmin d и Dmin D, причем dmin равно диаметру жесткого центра, а Dmin — диаметру нижнего отверстия корпуса (рис. 10.10а). В соответствии с этим минимальная эффективная площадь мембраны определится выражением Smin 2 ( D2 3 Dmin dmin 3 dmin ).

(10.13) 12 min Диапазон изменения эффективной площади составляет DS = Smax – Smin.

Следовательно, минимальная и максимальная эффективные площади мем браны и диапазон изменения этих площадей определяются наименьшими и наибольшими диаметрами оснований этих конусов. Анализ уравнений и ре зультаты испытаний показывают, что эффективная площадь изменяется при перемещении жесткого центра от Smin до Smax по параболе (вытяжкой полотна мембраны пренебрегаем). Соответственно жесткость мембраны, характеризуе мая функцией S = f(х), где х — перемещение центра, линейно зависит от поло жения жесткого центра относительно его крайнего нижнего положения.

Для расширения диапазона изменения эффективной площади мембран ного прибора применяют схемы с двумя мембранами, соединенными с об щим жестким центром в виде двух усеченных прямых конусов равной ко 358 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН нусности, вершины которых обращены друг к другу (рис. 10.10б). Усилия, развиваемые этими мембранами при подаче воздуха в камеру, направлены в противоположные стороны, ввиду чего эффективная площадь такой двух мембранной конструкции равна разности эффективных площадей ее мем бран, которые определяются, как и в ранее рассмотренной схеме, текущими эффективными диаметрами D1 и D2.

В соответствии с этим с помощью такой двухмембранной конструкции можно получить как нулевую, так и отрицательную эффективную площадь мембраны, т. е. усилие такого механизма может изменять свой знак. При перемещении общего центра 1 мембран вниз эффективная площадь нижней мембраны 3 уменьшается, а верхней 2 — увеличивается. Поскольку эффек тивная площадь всей мембранной конструкции в этой схеме равна разности эффективных площадей мембран 2 и 3, то при некотором положении жест кого центра 1, в котором площади мембран равны, результирующая, эффек тивная площадь, равна нулю. При дальнейшем смещении жесткого центра в том же направлении эффективная площадь верхней мембраны 2 станет боль ше, чем нижней 3 (эффективная площадь станет «отрицательной») и соот ветственно изменится знак усилия на штоке [19].

Анализ показывает, что эффективная площадь такой мембранной конст рукции практически находится в линейной зависимости от перемещения ее жесткого центра и, следовательно, она обладает постоянной жесткостью.

У диафрагменного двигателя одностороннего действия (рис. 10.10а) по лость I является рабочей полостью. При заполнении этой полости сжатым воздухом шток перемещается вниз и закрепляет деталь. Возвратное движе ние штока осуществляется при помощи пружины. У двигателя такой конст рукции достигается наилучшая герметизация рабочего пространства. У ди афрагменного силового двигателя двустороннего действия обе полости явля ются рабочими. В связи с тем, что через полость II (иногда еще и через полость I) проходит подвижный шток, между корпусом привода и штоком необходимо ставить уплотнение (рис. 10.10в) [26].

Как у поршневых, так и у диафрагменных двигателей двустороннего дей ствия усилие, развиваемое на штоке при подаче воздуха в полость, через которую проходит шток, несколько меньше усилия, развиваемого приводом при подаче воздуха в полость, свободную от штока. Это объясняется тем, что площадь сечения штока в работе не участвует и не воспринимает давления, создаваемого в приводе.

Если обозначить (рис. 10.10в) диаметр диафрагмы по окружности креп ления в камере через D, диаметр шайбы — d, диаметр штока — d1 и считать, что воздух заполняет полость I привода (рис. 10.10в), усилие на штоке мож но определить следующим образом. Предположим, что на шток передается часть давления, распределенного по диафрагме (исключая шайбу), т. е. часть давления, приходящегося на площадь кольца между шайбой и корпусом диа фрагмы. Пренебрегая деформацией растяжения диафрагмы, будем считать, что давление от элементарного кольца площадью 2prdr (сечение A–A, R 12 D d, где R 1, r 1.

рис. 10.10в) передается на шайбу в отношении плеч R 1r 2 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Тогда сила, передаваемая от кольца диафрагмы на шайбу, может быть определена из следующего выражения:

R 1( p 2 pатм ) R 2r Fд 3 ( p 2 pатм )(R 2 4)4d4 3 (R 5 Rr 2 2r 2 ), (10.14) r а сила, передаваемая непосредственно на шайбу:

Fш 2 d2 ( p 3 pатм ) 2 1r 2 ( p 3 pатм ). (10.15) Суммарная сила, передаваемая на шток, может быть рассчитана по урав нению F 2 Fд 3 Fш 4 T 2 (R 2 3 Rr 3 R 2 )( p 4 pатм ) 4 T, (10.16) где Т — сила трения в уплотняющих устройствах;

р — давление воздуха в рабочем пространстве привода;

ратм — атмосферное давление.

При заполнении сжатым воздухом полости II (рис. 10.10в) суммарная сила определяется из выражения F 4 Fд 5 Fш 6 T 4 (R 2 5 Rr 5 r 2 )( p 6 pатм ) 6 T – 3r12 1 p 6 pатм 2, (10.17) d где r1 1 1.

Для двигателей одностороннего действия (рис. 10.10а) при заполнении сжатым воздухом полости I сила, действующая на шток:

F 2 (R 2 3 Rr 3 R 2 )( p 4 pатм ) 4 T 4 Fпр, (10.18) где Fпр — усилие возвратной пружины.

Приведенные выше формулы справедливы, если размеры D и d одинако вы для полостей I и II.

По сравнению с поршневыми двигателями диафрагменные двигатели имеют технологичную конструкцию и долговечны, однако у них ход штока значительно меньший (не свыше 50 мм). Срок службы диафрагмы в 5...6 раз больше, чем срок службы манжеты поршневых двигателей.

Увеличение диаметра дисков d улучшает силовые характеристики диа фрагменных приводов. Однако недостаточная упругость диафрагм не позво ляет увеличивать диаметр дисков свыше 60...80% от внутреннего диаметра камеры D. Материалом для диафрагмы обычно служит прорезиненная ткань.

Минимальный зазор между шайбой и стенкой камеры составляет 2,5...3 тол щины диафрагмы. Диафрагменные силовые двигатели с малым ходом што ка изготовляются иногда со стальной диафрагмой из высококачественной пружиной стали [26].

10.2.3. РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНАЯ И РЕГУЛИРУЮЩАЯ АППАРАТУРА ПНЕВМОСИСТЕМ В пневмосистемах применяется распределительная и регулирующая ап паратура тех же типов и конструктивных исполнений, что и в гидросисте мах, и лишь в отдельных случаях применяются дополнительные средства для повышения герметичности и обеспечения смазки. Так, например, по 360 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН всеместно применяются редукционные, обратные, распределительные и прочие регулирующие клапаны с дополнитель ными средствами герметизации в виде резиновых уплотнительных колец, а так же клапаны с эластичными затворами.


Обратные пневмоклапаны предна значены для пропускания потока сжа того воздуха в одном направлении и перекрытия потока в обратном направ лении. Типовые обратные пневмокла паны на номинальное давление рном = = 1 МПа изготовляют по ГОСТ 21324 для пневмоприводов общего примене ния и по ГОСТ 19623 74 для пневмопри водов летательных аппаратов [4].

Рис. 10. Редукционные пневмоклапаны пред Редукционный пневмоклапан назначены для понижения давления сжатого воздуха и поддержания редуцированного давления в отводимом от него потоке сжатого воздуха. Редукционные клапаны или редукторы могут быть двух типов: поршневые и диафрагменные.

На рис. 10.11а показана конструктивная схема и условное графическое обозначение поршневого редукционного пневмоклапана на номинальное дав ление рном = 1 МПа, изготавливаемого по ГОСТ 18468 79. Основными конст руктивными элементами клапана являются корпус 4, верхняя 1 и нижняя крышки;

цилиндрические пружины 5 и 9, основной клапан 7, клапан сбро са 8, толкатель 3 и регулировочный винт 1. Отверстие П предназначено для подвода сжатого воздуха, отверстие О — для отвода воздуха под редуциро ванным давлением. Подклапанная полость Б изолирована от подводящего отверстия П и соединена каналом, выполненным в толкателе 3, с подклапан ной полостью В [4;

26].

Принцип работы редукционного пневмоклапана заключается в следую щем. При понижении давления воздуха на выходе клапана мембрана 2 про гибается вниз под действием усилия пружины 9 и через толкатель 3 отжима ет запорный элемент 7 клапана от седла, увеличивая проходное, поперечное сечение для воздуха и тем самым его расход и давление. При незначительном повышении давления воздуха на выходе клапана пружина 9 сжимается, за порный элемент 7 клапана прикрывается, что приводит к уменьшению рас хода и давления воздуха. При давлении воздуха на выходе выше давления настройки пневмоклапана, сжатый воздух поступает в подмембранную по лость Д и вызывает подъем мембраны 2 с запорным элементом клапана сбро са 8. В результате сжатый воздух через отверстие в клапане и отверстие А в крышке 1 выпускается в атмосферу, снижая давление на выходе до значе ния, определяемого настройкой пружины 9. Наличие клапана сброса 8 по зволяет обеспечить настройку клапана — переход с высокого давления на выходе клапана на низкое давление при отсутствии расхода воздуха.

10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ Заданное давление редукционными пневмоклапанами типов В57, БВ57, П КР и по ГОСТ 18468 73 устанавливают вручную при помощи винта, кото рым изменяется сила сжатия пружины, воздействующей на мембрану, урав новешиваемую с обратной стороны силой выходного давления. Пневмо клапаны редукционные, рассчитанные на большие расходы воздуха, типа П 4РП являются пневмоклапанами непрямого действия (с дистанционной настройкой). Давление на выходе такого клапана определяется величиной давления сжатого воздуха в управляющей полости, которое устанавливает ся при помощи вспомогательного, редукционного пневмоклапана типа В57, рассчитанного на малые расходы.

Пневмоклапан редукционный исполнения БВ57 по сравнению с пнев моклапаном В57 имеет дополнительный клапан для сброса воздуха в атмо сферу, что позволяет обеспечить настройку пневмоклапана (переход с высо кого давления на низкое) при отсутствии расхода воздуха на его выходе.

Редукционные пневмоклапаны по ГОСТ 18468 73 отличаются от пневмокла панов типа В57 тем, что дроссельные клапаны выполнены разгруженными от действия давления на входе (сбалансированный дроссельный клапан), чем обеспечивается высокая точность поддержания давления на выходе.

Пневмоклапаны редукционные типа П КР охватывают все особенности вышеописанных пневмоклапанов и имеют аналогичную конструкцию.

Диафрагменный редукционный клапан (рис. 10.11б) отличается от порш невого тем, что вместо подвижного поршня 4 имеется эластичная упругая диафрагма.

Пневмоклапан давления (ГОСТ 19480 74) предназначен для контроля давления в пневматических системах, осуществляемого воздействием на кон такты микропереключателя, включенного в электрическую цепь управле ния. Крепят пневмоклапан к плите четырьмя винтами М5. Технические ха рактеристики пневмоклапана давления приведены в табл. 10.1. Для присое динения его к электрической системе служит прямой штепсельный разъем типа 22 (ГОСТ 19486 74).

1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 57428 4 9 245  2 9 8  2 12345678529 6 6  46625 2527493 67954  679549 63654 474 63654 !

"### 79494 2562 4 43959544 67954 $256 594978524 6528 39%  6795493 6&6654 3429' )###!

!* 97(697 4 6795493 266 42 529 272% 6 6639 997(697+ 523456785 2, " 56%9549 2.

9939552/2 2 )0!

22552/2 2 --!

27/29528 1472 "1!* 362 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 10. Распределительный пневмоблок Пневмораспределители имеют аналогичную с гидрораспределителями классификацию (см. раздел 4.1). В пневмоприводах часто применяют кла панные распределители с управлением от электромагнитов.

На рис. 10.12 показаны конструктивная схема и условное графическое обозначение распределительного пневматического блока, в корпусе 11 кото рого расположены два клапанных пневмораспределителя типа 3/2: основ ной Р1 с пневматическим управлением и вспомогательный Р2 с управлением от электромагнита (рис. 10.12в) [4].

Основные конструктивные элементы пневмораспределителя Р1 — клапан (рис. 10.12а), цилиндрическая пружина 1, седла 8 и 9;

пневмораспределителя Р2 — клапан 3, седло 4, расположенное в корпусе 11, и седло 10, располо женное в клапане 2. Клапан 3 жестко соединен с якорем 6 электромагнита тянущего типа. Электромагнит имеет цилиндрическую пружину сжатия 7.

Принцип работы распределительного блока заключается в следующем.

При выключенном электромагните 5 его якорь 6 под действием пружины находится в крайнем левом положении, благодаря чему клапан 3 распреде лителя Р2 перекрывает седло 10 и открывает седло 4. При этом воздух из полостей Г и В сбрасывается в атмосферу, а клапан 2 распределителя Р1 под действием силы пружины 1 и давления сжатого воздуха находится в правом крайнем положении, при котором седло 9 перекрыто, а седло 8 открыто. В ре зультате этого полость А отсечена от полости Б, а сжатый воздух от потреби теля (из пневмоцилиндра Ц) через полости Б и Д распределителя Р сбрасыва ется в атмосферу.

При включении электромагнита 5 (рис. 10.12б) якорь 6 и вместе с ним клапан 3 перемещаются вправо. При этом клапан 3 перекрывает седло 4 и открывает седло 10. В результате этого сжатый воздух из полости В попадает через рабочее проходное сечение в полость Г. Клапан 2 под действием давле ния сжатого воздуха на правый торец перемещается влево. При этом откры вается седло 9 и перекрывается седло 8. В результате полость Б отсекается от полости Д, а сжатый воздух из полости А поступает в полость Б и далее на выход к потребителю (пневмоцилиндру Ц).

Для распределения воздуха применяются двухпозиционные клапаны и распределители с плоскими распределительными элементами, которые 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ обеспечивают высокую герметичность соединения. На рис. 10.13 приведена принципиальная схема клапанного рас пределителя для управления пневмоци линдром одностороннего действия. Под вод сжатого воздуха производится к ка налу b, а отвод отработавшего воздуха — через канал а. Рабочая полость силово го цилиндра 1 соединена с каналом с.

При повороте рычага 4 опускается тот или иной клапан (2 или 5), в результате воздух или подводится в рабочую по лость цилиндра 1, или отводится из него в атмосферу. Герметизация затворов клапанов осуществляется плоскими ре зиновыми или фторопластовыми коль цами 3, заделанными в металлические части затворов [19].

Клапан управляется вручную различ ными рычагами и толкателями, а также Рис. 10. Схема клапанного электромагнитами и сжатым воздухом, пневмораспределителя причем при отсутствии управляющего воздействия затвор клапана обычно перекрывает под воздействием пружи ны проход воздуха от подводящего к выходному отверстию.

На рис. 10.14 представлены клапанные пневмораспределители с ручным воздействием на толкатель 2, осуществляемым через рычаг 1 (рис. 10.14а), и механическим воздействием на этот толкатель (рис. 10.14в). Сжатый воз дух (давление до 0,6 МПа) подводится к каналу b (рис. 10.14а). В положении запорного элемента клапана 4, показанном на рис. 10.14а (толкатель 2 не нажат), запорный элемент усилием пружины 5 и давлением сжатого воздуха прижимается к седлу втулки 6 и герметично перекрывает с помощью рези новой прокладки 3 проход воздуху от входного отверстия b к отверстию а, которое сообщается через осевое сверление толкателя 2 с атмосферой. При утапливании (перемещении вправо) толкателя 2 он упирается сначала своим торцом в резиновую прокладку 3 затвора, отсоединяя отверстие а от атмо сферы, и при дальнейшем перемещении отрывает запорный элемент клапа на 4 от седла, открывая при этом проход сжатому воздуху от входного отвер стия b в отверстие а пневмодвигателя [19].

На рис. 10.14б показан клапанный пневмораспределитель с пневматиче ским воздействием на толкатель 3 через поршень 2 пневмоцилиндра 1. Сжа тый воздух подается в канал а. В тех случаях, когда требуется обеспечить фиксирование затвора в обоих крайних его положениях, применяются раз личные механические средства. В клапанном пневмораспределителе, пред ставленном на рис. 10.14г, это обеспечивается тем, что рычаг 1 воздействует на толкатель 4 через перемещающуюся в направляющих 2 косую шайбу 3, с помощью которой рычаг 1 фиксируется в обоих крайних своих положени 364 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ях. Эта фиксация обеспечивается тем, что в обоих крайних положениях ры чага 1 усилие реакции подпружиненной косой шайбы 3 стремится удержать его в этом положении.

Достаточно широко распространены пневмораспределители с плоским распределительным элементом (золотником), которые выполняются с раз личным (ручным, пневматическим и электрическим) управлением. Конст руктивно эти золотниковые распределители подобны аналогичным золотни ковым распределителям гидросистем. Управление этими распределителями осуществляется, как правило, с помощью пневматических устройств или электромагнитов.

На рис. 10.15 показана принципиальная пневмосхема с электропневма тическим распределителем с плоским золотником 9 (см. также рис. 4.15), Рис. 10. Типовые конструкции клапанных пневмораспределителей 10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ приводимым связанным с ним дифферен циальным плунжером 1 (диаметр D d) [19]. Командными элементами в этой схе ме являются концевые выключатели 7 и 8, на которые воздействуют упоры, уста новленные на штоке силового пневмоци линдра 6.

Исполнительным элементом являет ся сердечник электромагнита 3, несущий управляющие пневмоклапаны 2 и 4, отжи маемые пружиной 5 в левое положение, в Рис. 10.15 котором клапан 2 перекрывает канал d, Принципиальная схема соединенный с межпоршневой камерой b пневмопривода с распределителем с плоским золотником и вводным каналом а. При втягивании и электропневматическим сердечника в катушку пневмоклапан управлением отсоединяет камеру с от атмосферы, а клапан 2 соединяет ее с каналом пневмосети. В результате сжатый воздух, воздействуя на дифференциальный плунжер 1, перемещает плоский золот ник 9 в левое положение, в соответствии с чем поршень пневмоцилиндра перемещается влево. В конце хода штока пневмоцилиндра 6 им приводится в действие выключатель 5, который обесточивает электромагнит 3, в резуль тате клапан 4 соединяет камеру с с атмосферой, а клапан 2 перекрывает ка нал d, соединяющий ее с камерой b, расположенной между дифференциаль ными поршнями распределительного плунжера 1. При этом плунжер вместе с золотником 9 в результате действия на его поршни давления в камере, не уравновешенного вследствие разности площадей, перемещается вправо (в по ложение, показанное на рис. 10.15), соединяя левую полость пневмоцилин дра 6 с каналом а питания. В результате шток пневмоцилиндра 6 возвратит ся в исходное положение, воздействуя в конце своего хода на выключатель 7.

Далее цикл повторяется.

На рис. 10.16а представлена конструкция золотникового распределите ля с двухсторонним пневматическим управлением прямого действия [19].

Плоский золотник 5 перемещается из одного крайнего положения в дру гое поршнями 1 и 4, общий шток 2 которых механически связан с золотни ком. К зеркалу корпуса 6 распределителя золотник 5 прижимается усилием пружины 3 и давлением воздуха в камере g, соединенной с каналом питания с. Сжатый воздух подводится к каналу с и отводится в атмосферу через ка нал е. Перемещение золотника осуществляется давлением сжатого воздуха, подводимого поочередно в цилиндры двустороннего поршня от какого либо источника через отверстия а и b.

В одном из крайних положений золотника 5 сжатый воздух проходит к отверстию f, соединенному с одной из полостей пневмоцилиндра, а отвер стие d в это время сообщается с атмосферой. В другом крайнем положении золотника отверстие f сообщается с атмосферой, а отверстие d второй полос ти пневмопривода — с магистралью сжатого воздуха. Таким образом, отвер стия f и d, соединенные с полостями силового пневмоцилиндра, сообщаются 366 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН попеременно при перемещении золотника 5 либо с каналом питания, либо с атмосферой. Необходимо учесть, что золотник в этой схеме распределения будет нагружен давлением воздуха, действующим на всю омываемую им по верхность.

На рис. 10.16б показана конструкция двухпозиционного четырехходо вого воздухораспределителя этого типа с двусторонним электропневматиче ским управлением. Сжатый воздух подводится к внутренней полости с воз духораспределителя через входное отверстие h и далее, в зависимости от положения золотника 5, поступает к соответствующим каналам е или g, соединенным с полостями пневмоцилиндра. На рис. 10.16б правый электро магнит 1 показан во включенном положении, а левый — в выключенном.

Якорь правого электромагнита, втягиваясь, нажимает на стержень 2 кла пана управления, открывая затворы. Сжатый воздух из полости с через от верстие i малой площади сечения (дроссель) проходит в d и b под торцы порш ня 4. При включенном правом электромагните стержень 3 вместе с резиновой Рис. 10. Конструкции распределителя с плоским золотником с управлением:

а — пневматическим;

б — электропневматическим.

10. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ прокладкой отодвигается влево, открывая выход сжатому воздуху из полос ти b через отверстие а в атмосферу. В результате давление воздуха в полости b падает, тогда как в полости d оно равно подводимому давлению, ввиду чего поршень 4 с золотником 5 перемещается в правое положение. В этом поло жении золотника сжатый воздух из полости с поступает в отверстие е, а отверстие g сообщается с атмосферой через отверстие f. При этом поршень кольцевым выступом (рыльцем) упирается в резиновую прокладку 6 и за крывает выход сжатому воздуху через отверстие а в атмосферу в течение всего времени, пока электромагнит включен. При выключении правого элек тромагнита стержень (запорный элемент клапана) 3 возвращается в исход ное положение.

При включении левого электромагнита полость d соединяется с атмосфе рой и поршень 4 вместе с золотником 5 переместится влево. При этом сжа тый воздух из полости с поступает в отверстие g, а отверстие е сообщается с атмосферой через отверстие f.

В табл. 10.2 приведены технические характеристики различных пневма тических распределителей [28].

1 2 3 4 5 6 2 7 89 123456789 73 3 3 9725  345 78435 1637 84 963 3 589-7896 *+185,2 7896 46 8  !"###$%  '8633 843 &  9642 76  84  1.*"18/ 28738 6 (6)   3 373 89980 318 878 318 6 55 &5 1234546789 7 4 4 44  34  4  4 4  123548 4 4 44  34  4  4 4  123454 7 74 4 44  34  4  4 4   !123454"#$ %49  5967#& 94787 4 44  34  4  4 4   '9% (1234574)*9*7 44 4 44  34  4  4 34  12345487 + 4 44  34  4  4 4  ,9 5%46&-.7 412  412 4 4 44 4  34  4 24   12  412 4 4 44 4  34  4 4   12  412 4 4 44 4  4  4 4   12 3 4134 4 44 4  34  4 3//4  3 12 2 412 24 4 44 4  34  4 2//4  3 12 3 412 34 4 4 4 4  4  4 //4  3 12 2 412 24 4 4 4 4  4  4 //4  3 124 4 44 4  34  4 4  3 52504 !78.7#-75*14 1349 87#24 /434 #5&4 94 9%4 00224 //434 #4 -9589*8 "8%4656"89*8%412 4#44 *843412  368 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Пневмораспределитель с роликом В76 21 представляет собой трехлиней ный двухпозиционный распределитель с путевым односторонним управле нием и пружинным возвратом в исходное положение. Пневмораспредели тель состоит из ролика с рычагом, подпружиненного толкателя и нормально закрытого пневматического контакта. Если на ролик нет воздействия, тол катель под действием пружины находится в крайнем положении, отверстие пневмораспределителя П перекрыто, а отверстие О сообщается с атмосфе рой. При механическом воздействии на ролик усилие через рычаг передает ся на толкатель, который открывает пневматический контакт. При этом вы ход в атмосферу перекрывается, а воздух из отверстия клапана П попадает в отверстие О (см. рис. 4.12 [28]).

Пневмораспределитель с фланцем БВ76 21 представляет собой трехли нейный двухпозиционный распределитель с путевым односторонним управ лением и пружинным возвратом в исходное положение. По конструкции и принципу действия пневмораспределитель БВ76 21 аналогичен пневморас пределителю В76 21. Их отличие заключается в том, что пневмораспредели тель БВ76 21 управляется воздействием непосредственно на торец толкате ля. Крышка пневмораспределителя изготовлена в виде фланца, что позволя ет выполнить торцевое крепление его на обработанной плоскости.

Пневмораспределитель ГВ76 21 с кнопкой представляет собой трехли нейный двухпозиционный распределитель с путевым односторонним управ лением и пружинным возвратом в исходное положение. По конструкции и принципу действия пневмораспределитель ГВ76 21 аналогичен пневморас пределителю В76 21. Их отличие заключается в том, что вместо ролика на рычаге пневмораспределителя ГВ76 21 закреплен шарик. Переключают этот пневмораспределитель вручную, нажимая на шарик с рычагом.

Пневмораспределитель ДВ76 21 с двумя фиксированными положения ми представляет собой трехлинейный двухпозиционный распределитель с ручным управлением. По конструкции и принципу действия пневмораспре делитель ДВ76 21 аналогичен пневмораспределителю В76 21. Их отличие заключается в том, что у пневмораспределителя ДВ76 21 воздействие на тол катель происходит через шайбу, перемещающуюся в крышке при повороте рукоятки в одно из крайних фиксированных положений. Пневмораспреде литель ДВ76 21 можно крепить на панели гайкой.

Пневмораспределитель со штифтом ИВ76 21 представляет собой трехли нейный двухпозиционный распределитель с путевым односторонним управ лением и пружинным возвратом в исходное положение. По конструкции и принципу действия пневмораспределитель ИВ76 21 аналогичен пневморас пределителю В76 21. Их отличие заключается в том, что в пневмораспреде лителе ИВ76 21 воздействие на толкатель происходит через штифт, разме щенный в крышке.



Pages:     | 1 |   ...   | 8 | 9 || 11 | 12 |   ...   | 16 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.