Пневматический позиционный сервопривод фирмы FESTO
Пневмосистема (рис. 9.46) [3] состоит из свободно программируемого контроллера СПК или (и) контроллера позиционирования КП, 5/3 пневмораспределителя с пропорциональным управлением РП, бесштокового пневмоцилиндра ПЦ, аналоговой или цифровой измерительной системы ИС и средства программирования ПС Win PISA.
Win PISA - это пакет программного обеспечения для программирования, ввода в эксплуатацию и диагностирования электрических и пневматических сервоприводов, управляемых контроллером КП. Контроллер позиционирования КП типа SPC - 200 предназначен для управления одно- или двухкоординатными пневматическими линейными приводами. Он может работать автономно или подключаться к стандартным входам/выходам вышестоящего контроллера. Функции вышестоящего контроллера может выполнять свободно программируемый контроллер СПК, если система управляется СПК и КП. Модуль ввода/вывода КП имеет 10 входов и 8 выходов, причем 7 входов и 6 выходов являются свободно программируемыми.
Линейный бесштоковый привод ПЦ с встроенной измерительной системой ИС передает с помощью жесткой связи усилие от поршня П к бегунку Б. Благодаря шлицевой форме профиля цилиндра, бегунок и рабочий орган РО защищены от проворота. Из-за отсутствия штока длина привода почти в два раза меньше, чем приводов с односторонним штоком. Герметичность привода обеспечивается натянутой защитной лентой Л и специальной конструкцией узла связи поршня и бегунка. В поршень встроен постоянный магнит ПМ.
|
|
|
Параметры приводов: диаметр поршня – 25, 32 и 40 мм; рабочий ход поршня – 165. . .600 мм; тяговая сила при р = 6 бар составляет 295 ...754 Н. Встроенная система измерения ИС перемещений работает на принципе магнитострикции. Бесконтактный датчик определяет интервал времени пропорциональный положению постоянного магнита. Генерацию и обработку импульсов Старт/Стоп осуществляет подключенный к ИС контроллер ПК.
Рис. 9.46
Система работает с абсолютными значениями, что не требует задания базовых точек, в том числе и при падении напряжения. Воспроизводимая точность 0,001 % расстояния +0,02 мм.
РАСЧЕТ СТАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОСИСТЕМ ПРИ МОДЕРНИЗАЦИИ ТО
Совершенствование ТО применительно к гидросистемам заключается в дополнительной компоновке ее несколькими гидродвигателями. Известными параметрами при этом считаются производительность Qна насосного агрегата, давление ркд настройки ее клапана давления, циклограмма работы ТО, скорости и длины перемещений рабочих органов ТО, нагрузки на них в процессе работы. Неизвестные параметры – диаметры D, d поршня и штока, фактические значения давлений р1 , р2 и расходов Qф в них.
|
|
|
ПРИВОДЫ С ГИДРОЦИЛИНДРАМИ
На рис. 10.1, а приведена схема внешних сил, действующих на рабочий орган РО и гидроцилиндр.
Рис. 10.1
Введенные обозначения: S1 и S2 - площади поршня. м2; p1 и p2 – давления в камерах цилиндра в процессе работы, Па; Q1и Q2 - расходы масла в поршневую и штоковую камеры, м3/с: G - вес рабочего органа, Н; Fв – внешняя сила, действующая на РО при замедленном движении, Н; Fн – трение в направляющих РО, Н; Fп , Fш – трение в уплотнениях поршня и штока, Н; R – равнодействующая всех сил, приведенных к штоку цилиндра, Н; u – скорость РО, м/с.
Предположим, что цикл работы РО состоит из трех этапов (рис. 10.1,б): ускоренное движение вперед БВ, замедленное движение – рабочая подача РП, ускоренное движение назад БН. Очевидно, что наибольшее давление в цилиндре будет при движении РО со скоростью рабочей подачи, а максимальный расход масла надо ожидать при ускоренных движениях РО. Поэтому диаметр поршня следует рассчитывать при движении с РП, а максимальный расход проверять при движении с БВ и БН.
|
|
|
1. Расчет давлений p1 и p2 в напорной и сливной линиях при движении РО вправо со скоростью uРП рабочей подачи
Уравнение движения РО без учета динамических сил
S1 p1 _ S2 p2 – R = 0 , (10.1)
где p1 = ркд _ åΔрн ;
åΔрн = Δра + Δрт + Δрм _ (10.2)
сумма потерь давлений в напорной линии: в гидроаппаратах Δра , в трубах Δрт , на местных сопротивлениях Δрм
Поскольку состав гидроаппаратов, размеры труб, тип и количество местных сопротивлений известны, то расчет потерь давлений не вызывает затруднений. Потери давления Δра можно найти в справочнике [1] или в приложении, а потери Δрт и Δрм рассчитать по формулам:
Δрт » 0,81 Q 2 r l l / dт 5 , (10.3)
Δрм » 0,81 Q 2 r z / dт 4, (10.4)
где Q – расход масла в цилиндр через трубопровод или местное сопротивление , м3/с: r – плотность масла, кг/м3 , : l – длина труб, м, (берется из чертежа общего вида объекта): l - коэффициент гидравлического трения,
|
|
|
l = 75/ Re, если Re £ 2300: (10.5)
l = 0,11 ( kэ / dт + 68/ Re ) 0,25, если Re > 2300: (10.6)
Re = 4 Q / ( p dт n ), (10.7)
здесь kэ – эквивалентная равномернозернистая шероховатость ; dт – внутренний диаметр трубопровода, м, выбирается по диаметру напорного трубопровода модернизируемой гидросистемы; n – кинематический коэффициент вязкости, м2/с ; z – коэффициент местного сопротивления.
Для расчета l и Δр необходимо знать расход Q через трубопровод, который определяется скоростью u рабочего органа и площадью S поршня. Так как площадь поршня неизвестна, то на данном этапе расчета можно задаться значением числа Рейнольдса, например, Re= 1000, после чего рассчитать l и Δр по приведенным выше формулам (10.5), (10.4), а Q по формуле
Q = 250p dтn . (10.8)
Давление p2 рассчитывается как сумма потерь давлений åΔрс в сливной гидролинии аналогично (10.2) :
p2 = åΔрс= Δра + Δрт + Δрм , (10.9)
а потери давлений Δра ,Δрт и Δрм рассчитываются по параметрам сливной линии рассматриваемого цилиндра. Если в сливной линии стоит регулятор потока или дроссель, предназначенные для снижения скорости рабочего органа до величины РП, то в формуле (10.9) потерями Δрт и Δрм можно пренебречь. Потери давления на регуляторе расхода или дросселе на два порядка больше потерь давления в трубах и в местных сопротивлениях.
2. Расчет равнодействующей силы R:
R = Fн + Fв + Fп + Fш, (10.10)
где Fн = fн G , fн= 0,03…0,15 – коэффициент трения в направляющих РО. Значение fн= 0,03 принимается для направляющих качения и фторопласт-сталь, fн= 0,15 – для направляющих чугун-чугун. Трение в поршне и штоке (Fп , Fш ) являются функциями соответствующих диаметров и давлений, поэтому на данном этапе расчета их можно учесть с помощью коэффициента трения kт = 1, 02…1,12. Меньшие значения выбираются для фторопластовых уплотнений, большие – для резиновых. С учетом kт равнодействующую R можно рассчитать так:
R = (Fн + Fв ) kт . (10.11)
3. Расчет диаметров D и d , поршня и штока
Площадь S1 поршня из уравнения (10.1)
S1 = (R + S2 р2 ) / p1 . (10.12)
Известно, что S1 = p D 2 / 4,
S2 = p (D 2 – d 2) / 4 . (10.13)
Поршни стандартных гидроцилиндров выполняются, как правило, с отношением диаметров D / d = 2. Подставив это выражение в (10.13) получим S2 = 0,75 S1. С учетом этого равенства формула (10.12) упрощается
S1 = R / ( p1 – 0,75 р2 ). (10.14)
Из уравнения (10.13) определяется диаметр поршня
D = (4 S1 /p ) 0,5. (10.15)
Диаметр D поршня, рассчитанный по формуле (10.15), необходимо увеличить до ближайшего большего, выбранного из стандартного ряда [1].
4. Расчет трения в уплотнениях поршня и штока
По диаметрам D и d из справочника [1] выбирается стандартный цилиндр, либо проектируется специальный. Определяются тип, размеры уплотнений поршня и штока, делается расчет сил Fп и Fш :
Fп = p D fп bп ( p1 + к pк ) ;
(10.16)
Fш = p d fш bш ( p2 + к pк ) ,
где fп , fш– коэффициенты трения в уплотнениях поршня и штока; bп , bш– ширина уплотнений; pк = (0,08…0.1)106 Па – контактное давление в резиновых уплотнениях поршня и штока; к – число манжетных уплотнений или колец.
5. Уточнение значений давлений и площади поршня
Расход масла, потребляемого цилиндром при движении вправо со скоростью uРП :
QРП = S1 uРП . (10.17)
После этого следует рассчитать фактическое значение Re. Если оно значительно отличаются от принятого Re= 1000, то необходимо пересчитать l, Δр, p1 и p2 . По формуле (10.10) рассчитывается новое значение R и сравнивается с полученным по формуле (10.11). При значительном расхождении данных (10.10) и (10.11) по формуле (10.12) следует пересчитать площадь S1 поршня.
6. Уточнение диаметра трубопровода
По максимальному значению расхода Q (QБВ или QБН), м3/с, уточняется внутренний диаметр dт труб, м :
dт = ( QБВ / 0,785U ) 0,5 , (10.18)
где U – скорость течения масла в трубе, м/с, выбираемая в зависимости от максимального давления pм в гидролинии из табл. 1.
Таблица 1
| pм , МПа | 2,5 | 6,3 | 16 | 32 |
| U , м /с | 2 | 3,2 | 4 | 5 |
Значения U для сливных труб выбирается равным 2 м/с, для всасывающих – 1,6 м/с
7. Рекомендации по использованию насосного агрегата
В соответствии с заданной циклограммой работы рассчитываемый цилиндр может работать либо параллельно с одним или несколькими гидродвигателями, либо последовательно. В первом случае расход Qсмасла в гидродвигатели рассчитывается как сумма расходов в гидроцилиндр (QБВ или QБН ) и параллельно работающий двигатель Qгд:
Qс = QБВ + Qгд.
Это значение Qс сравнивается с производительностью Qна насосного агрегата, Должно выполняться условие
Qна > Qс + Qу , (10.19)
где Qу - потери расхода в насосе и гидроаппаратуре [1]. В противном случае надо уменьшить значения uБН или uБВ , либо заменить насосный агрегат.
Во втором случае условием, соответствующим минимальным затратам, было бы неравенство
Qна > QБВ + Qу ,
(10.20)
Qна > QБН + Qу .
Если условия (10.20) не соблюдаются, то следует уменьшить значения uБН или uБВ , либо заменить насосный агрегат.
ПРИМЕР 1
Гидроцилиндр приводит в движение стол фрезерного станка весом 8 кН со скоростями uБВ = uБН = 10 м/мин и uРП = 0,6 м/мин. На столе закреплена обрабатываемая деталь. Горизонтальная составляющая силы резания Fв = 2 кН. Диаметр труб в модернизируемой гидросистеме dт = 12 мм. Циклограмма работы соответствует рис. 10.1,б. В циклограмме работы станка привод подачи работает последовательно. Производительность насосного агрегата, состоящего из двухпоточного насоса составляет 35 и 18 л/мин. На рис. 10.2 представлена схема, где показаны все элементы в напорной и сливной гидролиниях цилиндра, с помощью которых он соединяется с баком. Обратный клапан КО, клапан давления КД, фильтры Ф1, Ф2 и теплообменник ТО являются общими элементами гидросистемы для всех гидродвигателей. Распределители Р1 и Р2, а также регулятор расхода РР - элементы, применяемые только для управления цилиндром Ц.
1. Расчет давлений p1 и p2 в напорной и сливной линиях
åΔрн= Δра + Δрт + Δрм – сумма потерь давлений в напорной линии: в гидроаппаратах Δра , в трубах Δрт , на местных сопротивлениях Δрм .
Δра – сумма потерь давлений: в обратном клапане Δрко= 0,2 МПа; фильтре Δрф1 = 0,1 МПа и левой части распределителя ΔрР1= 0,1 МПа:
Δра= 0,2 + 0,1 + 0,1 = 0,4 МПа.
Δрт – сумма потерь давлений в трубах; l1 = l2 = 0,5 м, l3 = l4 = 2 м. Трубы стальные, жесткие. Принимаем Re= 1000. Расход масла через напорный трубопровод
Q = 250p d n = 250 . 3,14 . 0,012 . 20.10 –6 = 0,0001884 м3/с.
Коэффициент гидравлического трения
l = 75/ Re = 75/1000 = 0,075.
Потери давления в трубах
Δрт » 0,81 Q 2 r l l / dт 5= 0,81 . 0,0001884 2 . 890 . 0,075. 5 / 0,012 5 =
= 38560 Па.
Потери давления в местных сопротивлениях;
Δрм » 0,81 Q 2 r z / dт 4 , где коэффициент z = 0,15 . 7 + 0,3 . 4 = 2,25
определяется числом присоединений к гидроаппаратам и числом изгибов труб,
Δрм » 0,81 . 0,00018842 . 890 . 2,25 / 0,0124 = 2776 Па,
åΔрн = 400000 + 38560+ 2776 = 441338Па = 0, 44 МПа.
Давление p1 в напорной линии ( ркд = 4 МПа):
p1 = ркд _ åΔрн = 4 – 0,44 = 3,56 МПа .
Давление p2 равно сумме потерь давлений åΔрс в сливной гидролинии
p2 = åΔрс= Δра + Δрт + Δрм ;
Δра - сумма потерь давлений в гидроаппаратах: правой части распределителя Р1 – ΔрР1= 0,1 МПа , регуляторе расхода РР – ΔрРР= 1,0 МПа, фильтре Ф2 – Δрф2 = 0,1 МПа и теплообменнике ТО Δрто= 0,1 МПа,
Δра= 0,1 + 1,0 + 0,1 + 0,1 = 1,3 МПа.
Рис. 11.2
Сумма потерь давления в трубах l5 = l6 = 0,5 м, l7 = 4 м, l8 = l9 = 0,5 м. Трубы стальные, жесткие.
Δрт » 0,81 Q 2 r l l / dт 5= 0,81 . 0,0001884 2 . 890 . 0,075. 6 / 0,012 5 =
= 46275 Па.
Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 166; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!