/
Текст
л. в. grow
жжАга««»й
УДК 62-522
В книге рассматриваются основные элементы гидросистем и
гидравлического оборудования агрегатных станков и автома-
тических линий, излагаются методы их расчета и компоновки,
описываются конструкции гидроаппаратов, приводятся типо-
вые гидравлические схемы, даются указания по наладке и
эксплуатации гидроприводов.
Книга предназначена для конструкторов, механиков и на-
ладчиков, занимающихся проектированием, наладкой и эк-
сплуатацией агрегатных станков и автоматических линий, а
также может быть использована студентами машинострои-
тельных вузов.
Рецензент инж, А. А. Барсуков.
Редактор инж. П. А. Кунин
3-13-4
182-66
ПРЕДИСЛОВИЕ КО ВТОРОМУ ИЗДАНИЮ
Второе издание книги, так же как4 и первое, обобщает опыт
СКБ-1, станкозавода им. С. Орджоникидзе и других предприя-
тий и организаций по проектированию, изготовлению, наладке
и эксплуатации гидравлического привода агрегатных станков
и автоматических линий. Материал книги существенно перерабо-
тан и дополнен. Из книги изъяты описания, схемы и примеры
применения гидропанелей и других узлов, производство которых
в настоящее время прекращено. Рассмотрено много модернизи-
рованных и новых, соответствующих всесоюзным нормалям ма-
шиностроения, схем и конструкций узлов гидропривода, изготов-
ление которых освоено или осваивается специализированными
заводами.
Более подробно, чем в первом издании, изложены разделы:
масла для гидросистем, утечки и герметизация узлов гидропри-
вода, обеспечение работоспособности гидросистем и устранение
неисправностей, методы и оборудование для испытания узлов
гидропривода, гидропривод агрегатных станков и автоматиче-
ских линий за рубежом и ряд других.
Добавлены материалы: о влиянии быстродействия электро-
гидравлических приводов на время цикла работы автоматиче-
ских линий, о стабильности скорости рабочей подачи силовых уз-
лов и др.
Размеры величин даны в Международной системе единиц
(СИ) и, параллельно, в других действующих системах единиц.
ГЛАВА МАСЛА, ТРУБОПРОВОДЫ,
I НАСОСЫ И УПЛОТНЕНИЯ
1. МАСЛА ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМ
р гидроприводах станков и автоматических линий в качестве
рабочей жидкости применяются очищенные минеральные
масла, обладающие большей химической стойкостью, лучшими
антикоррозийными качествами и смазывающей способностью,
чем масла органического происхождения.
Основные физические свойства масел
Плотность. Плотность масла незначительно изменяется с из-
менением давления и температуры и для практических расчетов
может быть принята величиной постоянной:
у=900 кг/л3 = 0,9 кг/л*.
Вязкость. Вязкость, или внутреннее трение масла, является
важнейшей его характеристикой, определяющей потери на тре-
ние и утечки в гидросистеме. Вязкость масла обычно измеряется
в условных градусах (°Е). Условные градусы представляют со-
бой частное от деления времени истечения 200 см3 масла через
трубку диаметром 2,8 мм на время истечения через ту же трубку
200 см3 дистиллированной воды при 20 °C.
При расчетах утечек и потерь давления в гидросистемах
пользуются кинематической вязкостью (v), которая связана с
вязкостью в условных градусах следующим соотношением: (при
у = 900 кг/м3 — 0,9 кг/л)
v = <7,ЗГЕ — ) X 10“* м3/сек =
= 7,ЗГЕ — сантистоксов** (сст).
(1)
Выбор оптимальной вязкости масла для гидросистем пред-
ставляет известные трудности, так как при этом приходится учи-
тывать противоречивые требования,
а
* В Международной системе единиц (СИ) единица измерения плотности:
кг/мР.
** В системе СИ единица измерения кинематической вязкости: м2[сек\
1 сст— 10~в мг!сек.
5
Так, минимальная вязкость масла определяется:
а) допустимыми утечками в насосах, гидроаппаратах и гид-
роцилиндрах;
б) надежностью смазки трущихся пар (лопаток, поршней,
подшипников и других элементов насосов и гидродвигателей).
С другой стороны, максимальная вязкость масла ограничи-
вается:
а) всасывающей способностью гидронасосов;
б) допустимыми потерями на трение в трущихся эле-
ментах;
в) допустимыми гидравлическими сопротивлениями труб,
клапанов, фильтров, арматуры и т. п.;
г) необходимым быстродействием системы гидропривода
и др.
Для станочных гидросистем с пластинчатыми (лопастными) 1
насосами, работающими с давлением до 70 бар 2, с учетом всех
вышеизложенных факторов рекомендуется применение масел со
следующей вязкостью при температуре 40—50°C:
(334-66) • 10-6 м2/сек= (334-66) сст [23];
(30-450) • 10-6 (304-50) сст (при температуре
40°C), [27]';
(20-?-25) • 10-6 м21сек= (20-25) сст [28].
Вязкость минеральных масел не является величиной постоян-
ной, она весьма чувствительна к изменениям температуры.
Относительно небольшие изменения температуры приводят к
большим изменениям вязкости, причем это в большей или мень-
шей степени относится ко всем минеральным маслам.
Для оценки влияния температуры на вязкость масла иногда
пользуются понятием индекса вязкости, характеризующим соот-
ношение вязкостей масел в некотором* температурном интер-
вале (например, 0—100 или 50 —100°C). Таким образом,
индекс вязкости характеризует степень постоянства (стабиль-
ности) вязкости при изменении температуры. Чем выше индекс
вязкости, тем более пологой является кривая вязкости, выра-
жающая ее зависимость от температуры.
Для стабилизации вязкости (т. е. уменьшения ее зависимо-
сти от температуры) к минеральным маслам добавляются раз-
личные вязкостные присадки. Эти присадки, структура которых
состоит из длинных углеводородных цепочек, в соответствующей
пропорции смешанных с маловязким минеральным маслом,
повышают индекс вязкости, существенно изменяя кривую зави-
симости вязкости смеси от температуры.
1 Термин «лопастной» не рекомендуется.
2 В Международной системе единиц (СИ) 1 бар=105 н/м2.
6
Важно заметить, что при длительной раооте в условиях
высоких давлений вязкость минеральных масел уменьшается,
иногда до 50% первоначального значения; наиболее быстро
уменьшается вязкость минеральных масел с присадками, так
как их углеводородные цепочки менее прочны, чем основные мо-
лекулы масла.
Для устранения этого дефекта в современные легированные
масла вводят еще и присадки, повышающие прочность масла,
т. е. способствующие сохранению его первоначальной вязкости
при длительной эксплуатации.
С повышением давления вязкость .масла несколько увеличи-
вается, однако при используемых в гидроприводах агрегатных
станков и автоматических линий давлениях порядка 20—100 бар
поправкой на изменение вязкости с изменением давления можно
пренебречь.
Сжимаемость масла
Уменьшение объема масла при повышении давления опре-
деляется по формуле
. (2)
Ем
где АУСЖ—уменьшение объема масла;
V — первоначальный объем масла;
Др — разность давлений в барах;
Ем—объемный модуль упругости масла.
Для чистых минеральных масел при давлении 5—100 бар
Ем = (1,40-1,75)-109 н/л«2= (1,40—1,75) • 104 кГ/см2 (в 120—к
150 раз меньше упругости стали). - i f
По данным Б. Л. Коробочкина [22], при давлениях до 5 бар
вследствие влияния нерастворенного в масле воздуха (воздух
всегда в каком-то количестве присутствует в масле, образуя с
ним механическую смесь) объемный модуль упругости масла
Ем может быть меньше его значения при давлениях 5—50 бар в
2—3 раза.
Аналогичные* данные приведены в книге В. А. Лещен-
ко [16], где указано, что при давлении 2 бара величина модуля
упругости масла по данным проведенных экспериментов соста-
вила Е^^ 0,38-109 0,38 • 104 кГ/см?.
Эксплуатационные свойства масла
Из практики эксплуатации гидравлических систем известно,
что с течением времени качество минерального масла ухуд-
шается: уменьшается его вязкость, теряются смазывающие
свойства и т. д. Основным фактором, способствующим потере
7
маслом рабочих качеств, является его многократное продавли-
вание через малые щели предохранительных и других клапанов
и дросселей и сопутствующее этому процессу нагревание масла,
в результате чего в масле происходят молекулярно-структурные
изменения, нарушающие прочность защитной пленки, образую-
щейся на смазываемых маслом трущихся поверхностях.
В результате контакта поверхности масла с воздухом в усло-
виях интенсивного перемешивания в гидробаке масло окис-
ляется; при этом из масла выпадают сгустки смол и шлама,
которые, попадая в малые зазоры золотников и других аппара-
тов, могут вызвать заклинивание механизмов. Часть растворяе-
мых в масле продуктов окисления при длительной работе гидро-
привода способствует коррозии его узлов.
По данным Т. М. Башта [3], интенсивность окисления масла
растет с повышением температуры на поверхности контакта
с воздухом; так, при повышении температуры масла на 10 °C
интенсивность его окисления удваивается.
Имеющиеся в масле посторонние примеси, такие, например,
как пыль, краска, стружка и в особенности вода, которая в неко-
торых случаях может попасть в гидробаки из систем охлаждения
станков, также способствуют более интенсивному окислению
масла.
Воздух, растворенный в масле, т. е. находящийся в дисперс-
ном состоянии, не влияет на качество масла и работу гидропри-
вода. Однако, по данным проведенных испытаний, насыщение
масла воздухом зависит от давления; под которым находится
масло. Если масло при определенном давлении оказалось насы-
щенным воздухом, то при снижении давления воздух в виде
пузырьков будет выделяться из раствора, уменьшая модуль
упругости масла и понижая его химическую стойкость.
При недостаточной герметичности всасывающих трубопрово-
дов, подсосе воздуха через уплотнения вала насоса, а также при
взбалтывании и интенсивном перемешивании масла в гидробаке
воздух из атмосферы может попадать в гидросистему с образо-
ванием механической смеси масла с воздухом.
В зависимости, от различных факторов, определяющих раз-
меры пузырьков воздуха в этой смеси, масловоздушная смесь
может обладать большей или меньшей устойчивостью. Наиболь-
шую устойчивость имеет смесь с воздушными пузырьками мало-
го размера.
Наличие не растворенных в масле пузырьков воздуха способ-
ствует коррозии и ухудшает условия работы насосов и гидроси-
стемы в основном вследствие снижения модуля упругости масло-
воздушной смеси, а это снижает устойчивость механизмов, при-
водимых гидроприводом, и способствует возникновению преры-
вистости их движения, запаздыванию передачи гидравлических
команд и др.
8
Применяемые масла и требования к ним
Для гидроприводов агрегатных станков и автоматических
линий применяется минеральное масло «Индустриальное 20»
(ГОСТ 1707—51). Для гидроприводов станков, работающих при
пониженных температурах, а также для точных гидравлических
следящих систем с повышенными требованиями к отсутствию
облитерации узких щелей в золотниках и дросселях применяется
минеральное масло «Индустриальное 12» (цифровые индексы в
обозначениях масел 20 и 12 соответствуют средним значениям
вязкости в сантистоксах при температуре 50°C). В табл. 1 при-
ведены средние значения вязкости свежих минеральных масел
марок «Индустриальное 20» и «Индустриальное 12» в диапазо-
не температур 20—60 °C.
Таблица 1
Вязкость минеральных масел
Марка |
масла j
«Индустриальное 20>
«Индустриальное 12»
Вязкость
Темпера-
тура в °C
мг1сек
Условные
градусы
°Е
сст
м*]сек.
Условные
градусы
°Е
20 98 98-Ю-6 13,5 60 60-10-в 8,5
25 61 6Ь10-в 8,4 42 42-10-в 6,0
30 46 46-Ю-» 6,5 30 зо-ю-6 4,3
35 37 37-10-6 5,2 23 23-10-6 3,4
40 31 зь io-» 4,4 18 18-10-6 2,8
45 23 23- 10-е 3,4 14 14-10-« 2,3
50 20 20-10-в 3,0 12 12-10-в 2,0
55 15 15-10-6 2,4 10 10-10-6 1,8
60 13 13- io—® 2,2 9 9-10-в 1,7
Примечания: 1. В таблице указаны средние значения вязкости, фактические зна-
чения вязкости при температуре 50 °C могут отличаться от средних на ±10%.
2. Таблица составлена по данным Харьковского завода «Гидропривод» (для масла
«Индустриальное 20») и по данным В. В. Ермакова [13) (для масла «Индустриальное 12»).
Указанные масла уже в течение длительного времени приме-
няются в гидроприводах отечественных станков и автоматиче-
ских линий, однако опыт эксплуатации показывает, что эти масла
не в полной мере удовлетворяют возросшим требованиям, предъ-
являемым к надежности работы гидропривода автоматизирован-
ного оборудования.
Современные масла для гидросистем станков должны обла-
дать следующими эксплуатационными свойствами:
а) продолжительностью работы до замены без ухудшения
свойств — не менее 8—12 мес.;
9
г
б) антиокислительной стабильностью при хранении и при
работе, предотвращающей образование смолистых отложений в
пределах срока службы при условии нормальной эксплуатации
гидросистем;
в) высокой антикоррозионной способностью, предупреждаю-
щей коррозию смазываемых трущихся поверхностей черных и в
особенности цветных металлов;
г) высокой смазывающей и антизадирной способностью, уве-
личивающей прочность масляной пленки, способствующей умень-
шению трения и устраняющей возможность заедания трущихся
пар при пусках, медленных движениях, остановках, резких коле-
баниях скорости и нагрузки, высоком удельном давлении, повы-
шенных температурах;
д) высокой противопенной стойкостью, имеющей целью пред-
отвратить образование воздушно-масляной суспензии;
е) отсутствием загрязняющих частиц.
В настоящее время в отечественной нефтяной промышленно-
сти проводится работа по созданию и внедрению более совершен-
ных марок масел для гидросистем станков и автоматических
линий с легирующими присадками, обладающих улучшенными
вязкостными характеристиками и высокой химической и механи-
ческой стойкостью.
Проведенные в СКБ-1 испытания показали, что для гидро-
систем, работающих в относительно узком диапазоне температур
(20—50 °C), например, для гидроприводов подачи силовых узлов
с дистанционным управлением и гидроприводов вспомогатель-
ных устройств автоматических линий с отдельно расположен-
ными гидробаками увеличенной емкости (либо имеющими систе-
му принудительного охлаждения масла), можно рекомендовать
масло вязкостью (25^-35) * 10“6 ж2/сек= (25-:-35) сст при темпе-
ратуре 50 °C.
Для гидросистем, работающих в широком интервале темпе-
ратур (20—70°C), где не допускаются значительные изменения
вязкости (например, для гидроприводов подачи самодействую-
щих силовых головок с ограниченным объемом заключенного в
них масла) можно рекомендовать масло вязкостью
(25-^30) -10"6 м?1сек^= (25-г-30) сст при температуре 50СС.
2. ТРУБОПРОВОДЫ
Сопротивления в трубопроводах
Характер движения масла в трубопроводах определяется
числом Рейнольдса Re. Когда Re меньше критического значения,
принимаемого для круглых труб 2000—2300, движение потока
ламинарное; когда Re больше критического значения, движение
потока турбулентное.
10
Потерю давления в круглой трубе (прямой или с плавными
закруглениями) можно определить по формуле
Ap=8v^ бар,
(3)
где Q —расход масла в л/мин\
I —длина трубы в м\
d — внутренний диаметр трубы в мм\
v —кинематическая вязкость масла в м21сек* 10-6 (сст);
Л — поправочный коэффициент.„ 1
„ ~ 20 000 Q i
При значении Re=—----------<2000, т. е. при—<0,1 (ламинар*-
va d
ный режим) Д'—1. Пои значении Re>2000, т. е. при— >0,1
vd
(турбулентный режим) значение К для гладких труб можно ори*
ентировочно определить по формуле j
' <4?
При расчете труб длиной свыше 1 м потерями давления в
местных сопротивлениях (коленах, штуцерах и т. п.) можно npef
небречь. 1 ;
При расчете сопротивлений коротких > участков трубопро}
вода или каналов гидропанелей с большим количеством разно!
образных местных сопротивлений следует учитывать потер^
давления в этих сопротивлениях по формулам, приведенным ц
работе [3]. ;
В табл. 2 приведены потери давления Др бар на 1 м длинь|
гладкой стальной трубы в зависимости от расхода масла Q
диаметра трубы d по экспериментальным данным фирмы Вик1
кере [27] для масла вязкостью v—40-10-6 Л£2/сек~40 сст, чтд
соответствует маслу «Индустриальное 20» при температур^
^32 °C [данные фирмы Виккерс близки к результатам подсчета
по формуле (3)]. ;
Табл. 2 разделена двумя ступенчатыми линиями на три зоны!
заведомо ламинарного (верхняя зона, Re<750), заведомо Тур*
булентного (нижняя зона, Re>3000) и переходного режимов
(зона, заключенная между ступенчатыми"линиями). j
Диаметр трубопровода (при использовании в гидросистем^
масла «Индустриальное 20») можно выбирать по табл. 3 в зави|
симости от длины трубопровода и расхода масла. При составлен
нии табл. 3 принято, что допустимые потери давления не должнй
превышать 0,5—4 бар соответственно при длине трубопровода
0,5—30 м. !
И
( >
Таблица 2
d в jwjw]
Q в л/мин
4,0
5,0
8,0
9,0
10,0
11,2
12,5
: 14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
71
80
90
100
112
125
140
0,15
0,16
0,18
0,21
0,23
0,26
0,29
0,32
0,37
0,40
0,45
0,51
0,56
0 63
0Тб9”
0,78
1,20
1,40
1,60
2,10
2,30
Потери давления Др на 1 м длины гладкой стальной трубы
при вязкости V—40-10~6 м2/сек
(по данным фирмы Виккерс)
11 15 20 27 36
Др в бар
0,040
0,045
0,050
0,055
0,062
0,070
0,075
0,086
0,096
0,11
0,12
0,14
0,15
0,16
0,18
0,21
0,018
0,020
0,023
0,028
0,031
0,035
0,040
0,044
0,047
0,28
0,32
0,39
0,46
0,57
0,69
0,90
1,10
1,30
1,50
1,80
2,30
0,059
0,067
0,075
0,083
0,092
0,10
0,12
0,13
37TF
0,17
0,21
0,25
0,32
0,40
0,46
0,55
0,69
0,90
1,10
1,40
ЦТ
2,00
2,30
0,005
0,006
0,007
0,0075
0,0085
0,009
0,010
0,012
0,013
0,014
I ,016
0,018
0,020
0,023
0,028
0,031
0,035
0,038
0,042
0,046
0,063
0,076
0,094
0,12*
0,13
0,16
0,21
0,33
0,40
0,46
0,57
ТГЕэ
0,82
0,0020
0,0023
0,0026
0,0029
0,0033
0,0037
0,0040
0,0046
0,0051
0,0057
0,0065
0,0073
0,0080
0,0092
0,010
0,012
0,013
0,014
0,015
0,017
0,020
0 026
0,033
0,038
0,041
0,049
0,063
0,077
0,095
0,12
0,14
0,16
0,21
0?2б"*
0,00050
0,00057
0,00068
0,00075
0,00085
0,00092
0,0010
0,0012
0,0013
0,0015
0,0017
0,0019
0,0021
0,0025
0,0028
0,0031
0,0035
0,0040
0,0044
0,0047
0,0054
0,0060
0,0070
0,0078
0,0087
0,0096
0,011
0,013
0,017
0,021
0,025
0,032
0,035
0,044
0,053
0,063
12
Кроме того, принято, что в трубопроводах не допускается
турбулентный режим движения масла (во избежание повышен-
ного шума в гидросистеме и вибраций трубопроводов), поэтому
при больших расходах масла и коротких трубопроводах (где
потери давления относительно невелики, но движение турбулент-
ное) в табл. 3 рекомендуется применение трубопроводов несколь-
ко увеличенного диаметра. Скорость потока масла в трубе можно
определить по формуле
о = 21— м/сек. (5)
da
*
г*
Трубы
Для гидросистем, агрегатных станков и автоматических
линий, работающих с давлением до 100 бар, применяются сталь-
а)
Рис. 1. Соединение стальных труб с раз-
мерами по ГОСТу 8734—58:
а — сварное, б — с применением закаленного
стального кольца, в — кольцо
ные бесшовные трубы по ГОСТу 8734—58. Сортимент труб
и наименьшие радиусы /? изгиба приведены в табл. 4 (размеры
по рис. 1, а). ,
Для присоединения труб к гидравлическим устройствам
и для соединения труб между собой применяется соединитель-
ная арматура, разработанная ЭНИМСом.
* . " . - Ч ' if
1Д
г
I
Рекомендуемые диаметры трубопроводов
(при использовании в гидросистеме масла «Индустриальное 20»)
Таблица 3
Допустимые по- тери давления на всей длине тру- бы Др в бар До 0,5 До 1 До 1,5 До 2 До 3 До 4
Длина трубы в м 0,5 0,8 1 1,2 1,5 | 2 | 2,5 3 3,5 4 4,5 5 6 7 8 9 10 12 15 20 25 30
Расход масла d В ММ
Q в л)мин
2,5
2,8
3,2 8 1 1 . 1 1 > f ( I I 1 । в 1 < ! 1 ; i
3,6
4,0 .11 1
4,5
5,0 1 «
5,6 л _ _ _ - а
6,3
7.1 1 I
8 1
9 J 1 L“ । 1 1
10 1 1
11,2 1 11
Таблица 4
Сортамент и радиусы изгиба стальных бесшовных труб
по ГОСТу 8734—58
D S d d, | L do 1 #наим в мм
в мм в дюй- мах в мм в горячем состоянии в холод- ном со- стоянии
12 2,0 14 8 8 30 5,080 К’/«" 13,572 40 80
16 2,5 18 И 12 35 6,096 К3/8" 17,055 50 100
20 2,5 22 15 15 40 8,128 к1// 21,223 65 130
25 3,0 28 20 20 45 8,611 К3/«" 26,576 80 • 160
32 3,0 35 27 25 50 10,160 К1" 33,228 100 200
42 3,0 44 36 32 55 10,668 Kl’/r 41,985 130 250
Трубы присоединяются к штуцерам (рис. I, а) посредством
сварки, поэтому в отверстие трубы могут попадать окалина и
грязь, которые после сварки необходимо тщательно удалять.
В связи с этим в последнее время в гидросистемах станков и
автоматических линий используются соединения стальных труб
с применением закаленного кольца, изготовляемого из цементуе-
мой стали (нормаль машиностроения МН 2374—61). В процессе
обжатия кольца ири навинчивании гайки кромка его врезается
в тело трубы, обеспечивая надежное уплотнение. При соеди-
нениях по МН 2374—61 (рис. 1, б) наружный диаметр трубы
должен выдерживаться в пределах допусков не ниже 5—6-го
классов.
Применение в качестве маслопроводов медных или латунных
труб нежелательно вследствие их подверженности механическим
повреждениям и каталитического воздействия меди на моле-
кулы масла, способствующего сокращению его срока службы.
Кроме того, медные и латунные трубы с течением времени
теряют эластичность и могут лопаться в местах соеди-
нений. Однако медные или латунные трубы малых диаметров
можно применять на тупиковых участках для подвода масла к
реле давления и манометрам.
Для подвода масла к подвижным соединениям применяются
гибкие армированные резиновые шланги. Надо помнить, что
шланги не допускают сильного изгиба и скручивания и при дви-
жении должны свободно провисать.
3. НАСОСЫ
В отечественных агрегатных станках и автоматических
линиях привод всех гидрофицировайных механизмов осуществ-
ляется с помощью нерегулируемых пластинчатых насосов конст-
рукции ЭНИМСа и производства Елецкого завода станочной гид-
роаппаратуры [26]. Применение таких насосов обусловливается
С16
простотои их конструкции, компактностью, равномерностью
подачи масла, относительно высоким к. п. д. и низкой ценой.
Эффективная (полезная) мощность насоса определяется по
формуле
pQ
кет,
612
гидросистеме, создаваемое насо-
N
(6)
где р—рабочее давление в
сом, в барах;
Q — производительность
в л/мин:
Требуемая приводная мощность насоса (Nnpue) определяется
по формуле
насоса при рабочем давлении р
pQ
N эф
N.ou. =-----= — кет,
р Уобщ ^^Ъобщ
где ‘Цобщ=1\о'ЦМех—общий (эффективный) к. п. д. насоса;
т)о — объемный к. п. д. насоса, учитывающий
ри на внешние утечки масла из насоса
тери на перетекание масла из
нагнетания насоса в полость
Объемный к. п. д. насоса яо при рабо-
чем давлении р может быть определен
как отношение производительности насоса
Q л /мин при давлении р к производитель-
ности насоса при давлении ро==О;
— механический к. п. д. насоса, учитывающий
потери на механическое трение и потери
на трение жидкости, обусловленные ее вяз-
костью.
Пластинчатые насосы серии Г12-1 выпускаются в одинарном
(типы Л1Ф и ЛЗФ) и сдвоенном (типы Л1ФС, ЛЗ-1ФС и ЛЗФС)
исполнениях с производительностью 5; 8; 12; 18; 25; 35, 50; 70;
100 л/мин и более при максимальном давлении 64 бар и номи-
нальном числе оборотов п= 1000 об/мин.
Насосы в сдвоенном исполнении состоят из двух одинарных
насосов, смонтированных на общем приводном валу и соединен-
ных друг с другом специальными переходными фланцами. Наг-
нетать масло в гидросистему сдвоенными насосами можно как
одним общим, так и двумя независимыми потоками масла.
В табл. 5 приведена производительность, а в табл. 6 эффек-
тивная и приводная мощность пластинчатых насосов серии Г12-1
при различных рабочих давлениях (таблицы составлены по дан-
ным ЭНИМСа [26] и Елецкого завода станочной гидроаппа-
ратуры).
При использовании сдвоенных насосов следует иметь в виду,
что приводная мощность для насосов типа Л1ФС (из условий
прочности валов) не должна превышать 5 кет, а для насосов
типов ЛЗ-1ФС и ЛЗФС —15 кет.
(7)
поте-
и по-
полости
всасывания.
Таблица 5
Производительность пластинчатых насосов
серии Г12-1 (Л1Ф и ЛЗФ)
Давление р в барах
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Насос
Номи- нальная произво-
Тип дитель- ность
Qhom в л/мин
Q в л[мин
5 8,1 7,8 7,6 7,4 7,1 6,9 6,7 6,5 6,2 6,0 5,7
8 11,3 11,0 10,8 10,5 10,3 10.0 9,8 9,5 9,3 9,0 8,8
ТТ 1 12 15,6 15,3 15,0 14,7 14,5 14,2 14,0 13,7 13.4 13,1 12,8
Л1 18 22,8 22,4 22,0 21,6 21.3 21,0 20,6 20,2 19,8 19,5 19,1
25 29,6 29,2 28.9 28,5 28,2 27,8 27,5 27,1 26,8 26,4 26,1
35 38,5 38,2 38.0 37,7 37,4 37,2 36,9 36,6 36,4 36,1 35,8
50 58,0 57,4 56,8 56,2 55,5 54,9 54,3 53,7 53,1 52.4 51 ,2
ЛЗФ 70 77,0 76,5 76.1 75,6 75,1 74,7 74,1 “73.5 72,9 72,3 71,7
100 110,0 109,3 108,5 107,8 107,0 106,3 105,5 104,7 103,9 103,1 102,3 г
Производительность и приводная мощность насосов сдвоен-
ного исполнения определяются соответственно суммарной- произ-
водительностью и суммарной приводной мощностью обоих
насосов.
Характеристики насосов, приведенные в табл. 5 и 6, даны для
новых насосов, работающих на масле «Индустриальное 20» при
температуре 50 °C. Фактическая производительность и привод-
ная мощность могут быть меньше указанных на 10%. Отклоне-
ния производительности насосов в большую сторону при условии
сохранения к. п. д. не ограничиваются (сказанное выше относи-
тельно характеристик насосов относится ко всем насосам, рас-
сматриваемым в настоящем разделе).
На рис. 2, а приведен конструктивный разрез насоса одинар-
ного исполнения серии Г12-1, а на рис. 2, б — конструктивный
разрез насоса сдвоенного исполнения. Принцип действия насоса
одинарного исполнения следующий.
В чугунном кбрпусе 1 насоса с литыми каналами смонтиро-
ван статор 2, имеющий внутри криволинейную профилированную
поверхность, по которой скользят 12 закаленных пластин 5,
вставленных с малыми зазорами в радиальные пазы ротора 4.
Ротор посредством шлицевого приводного вала 5 вращается
в подшипниках скольжения, выполненных за одно целое с брон-
зовыми дисками 6 и 7, имеющими по два отверстия для всасы-
вания и нагнетания масла.
При вращении ротора пластины под действием давления
масла и центробежной силы всегда прижаты к внутренней
поверхности статора. Каждая пластина, вращаясь вместе с рото*
16
ль
Таблица 6
Приводная и эффективная мощность пластинчатых насосов серии Г12-1
I Насос Давление р в барах
Номинальная производительно- - сть Qhom в л/мин, 0 5 10 15 1 20 25 | 30 35 40 45 50
1ИП Мощность ^9ф (в числителе) и ^Прив (в знаменателе) в кат '
5 0 0,08 0,06 0,17 0,12 0,26 0,18 0,35 0,23 0,45 0,28 0,52 0,33 0,60 0,37 0,65 0,40 0,70 0,43 0,80 0,47 0,90
Л1Ф 8 0 0,12 0Д)9 0,26 0,18 0,41 0,26 0,55 0,34 0,70 0,41 0,80 0,48 0,90 0,55 1,00 0,61 1,10 0,66 1,18 0,72 1,25
12 0 0,17 0,12 0,35 0,25 0,53 0,36 0,71 0,47 0,90 0,58 1,02 0,69 1,15 0,78 1,27 0,87 1,40 0,96 1,50 1,05 1,60
18 0 0,24 0,18 0,47 0,36 0,70 (Г, 53 0,90 0,70 1,10 0,86 1,30 1,02 1,50 1,16 1,68 1,30 1,85 1,43 2,02 1,56 2,20
25 0 0,33 0,24 0,60 0,47 0,86 0,70 1,13 0,92 1,40 1.14 1,65 1,35 1,90 1,55 2,15 1,75 2,40 1,94 2,65 2,13 2,90
35 0 0,45 0,31 0,81 0,62 1,17 0,92 • 1,54 1,22 1,90 1,52 2,20 1,81 2,50 2,10 2,80 2,38* 3,10 2,65 3,40 2,93 3,70
50 0 0,70 0,46 1,22 0,93 1,75 1,38 2,27 1,82 2,80 2,25 3,30 2,67 3,80 3,07 4,30 3,47 4,80 3,83 5,35 4,18 5,90
э—* о ЛЗФ 70 0 0,80 0,62 1,45 1,25 2,10 1,86 2,75 2,47 3,40 3,06 . 4,10 3,65 4,80 4,22 5,45 4,78 6,10 5,35 6,80 5,90 7,50
ПО 0 0,90 0,88 1,80 1,77 2,70 2,63 3,60 3,50 4,50 4,35 5,40 5,20 6,30 6,00 7,20 6,80 8,10 * • 44 •"* 7,60 9,00 8,40 10; 00
6 7
Рис. 2. Пластинчатые
а — одинарный (типа Л1Ф).
насосы серии Г12-1:
б — сдвоенный (типа Л1ФС)
Рис. 3. Сдвоенный пластинчатый насос серии Г12-2
ром, перемещается в его пазах в радиальном направлении в
соответствии с кривой профиля статора, который выполнен и
установлен таким образом, что каждая из камер между двумя
соседними пластинами во время прохождения мимо окон всасы-
вания 8 увеличивает свой объем и заполняется маслом, а во
время прохождения мимо окон нагнетания 9 уменьшает свой
объем, вытесняя масло.
За один оборот ротора осуществляются два полных цикла
всасывания и нагнетания.
Так как окна нагнетания расположены диаметрально проти-
воположно друг другу, давления нагнетаемого масла на ротор
взаимно уравновешиваются и подшипййки насоса разгружаются
от радиальных сил.
В настоящее время Елецким заводом выпускаются спроекти-
рованные ЭНИМСом модернизированные пластинчатые насосы
серии Г12-2 (рис. 3), в конструкции которых применены плаваю-
щие распределительные диски 1 из стали 20Х, прижимаемые в
начале работы пружинами 2, а в процессе работы — давлением
масла, подводимого к торцам статора, что способствует увели-
чению к. п. д. и срока службы насоса.
Для предотвращения утечек по валу 3 насоса во фланце 4
установлена манжета 5 из маслостойкой резины, перед которой
при помощи подпорного клапана (на рис. 3 не показан) соз-
дается за счет утечек давление порядка 0,5—1,5 бар. Это давле-
ние, с одной стороны, способствует надежному уплотнению вала,
а с другой — препятствует засасьгванию воздуха по валу насоса.
Стыки между корпусом 6 и крышками 7 и 8 уплотняются рези-
новыми кольцами 9 круглого сечения.
Насосы серии Г12-2 имеют номинальную производитель-
ность, к. п. д. и число оборотов те же, что и насосы серии Г12-1.
Насосы производительностью от 5 до 50 л/мин могут работать
и с увеличенным числом оборотов (до 1500 об/мин), с соответ-
ствующим увеличением производительности.
Для привода подачи самодействующих силовых головок
средних размеров применяются малогабаритные быстроходные
пластинчатые насосы серии Г12-4 конструкции ЭНИМСа (пост-
роенные по тому же принципу, что и насосы серии Г12-2), выпу-
скаемые в одинарном и сдвоенном исполнениях с производитель-
ностью 3; 5; 8 и 12 л/мин, при максимальном давлении 50 бар
и номинальном числе оборотов 1500 об/мин.
При использовании насосов серии Г12-4 в сдвоенном испол-
нении следует иметь в виду, что приводная мощность насоса не
должна превышать 2,6 кет. -
В табл. 7 приведена производительность, а в табл. 8—
эффективная и приводная мощность насосов одинарного испол-
нения серии Г12-4 при различном рабочем давлении. Таблицы
составлены по данным ЭНИМСа. [26].
..... ' ' .............21
Производительность пластинчатых насосов серии Г12-4 (типа МГ-12)
25
Давление р в бар
О
5
10
20
30
35
50
Номинальная произ-
водительность насоса
*ном в л/мин
Q в л/мин
3 4,7 4,56 4,42 4,28 4,14 4,00 3,86 3,72 3,58 3,44 3,3
5 7,1 , 6,95 6,80 6,65 6,50 6,35 6,20 6,05 5,90 5,75 5,6
8 11,0 4 10,80 10,60 10,30 10,10 9,90 9,68 9,46 9,24 9,02 8,8
12 15,0 14,80 14,60 14,50 14,30 14,10 13,90 13,70 13,60 13,40 13,2
Приводная и эффективная мощность насосов серии Г12-4 (типа МГ-12)
Давление р в бар 0 1 5 1 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Номинальная произ- водительность Qunt, в л[мин Мощность N й (в числителе) и N в (знаменателе) в кет, w fll/Uv
з 0 0,04 0,07 0,11 0,14 0,16 0,19 0,21 0,23 0,25 0,27
0,10 0,12 0,15 0,20 0,25 0,30 1 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55
5 • 0 0,06 0,11 0,16 0,21 0,26 0,30 0,35 0,39 0,42 0,46
0,15 0,22 0,30 0,37 0,45 0,52 0,60 0,67 0,75 0,82 0,90
8 0 0,09 0,17 0,25 0,33 0,40 0,47 0,54 0,60 0,66 0,72
0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 . 0,80 0,90 1,00 1,10 1,20
12 0 . 0,30 0,12 0,44 : 0,24 0.58 0,36 0,72 0,47 0,86 0,58 1,00 J 0,68 1,14 0,78 1,28 0,89 1,42 0,99 1,56 1,08 1,70
Таблица 9
Электродвигатели для одинарных пластинчатых насосов серии Г12-2
р в бар *0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50
Q в л}мин Мощность электродвигателя единой серии по ГОСТу 10221 — 62, в кет
5 1 1 1
8 ’! J 1,1 4 1,5 1,5
1 12 л* 1,5 1,5 1,5 2,2
t- 18 1,5 1,5 я 2,2 • 2,2 2,2 3,0
4 25 1,5 2,2 2,2 2,2 3,0 3,0 3,0
' 35 1,5 2,2 2,2 3,0 3,0 1 3,0 4,0 4,0
50 1,5 2,2 р 2,2 3,0 4,0 4,0 5,5 5.5 5,5 7,5
' 70 1,5 2,2 3,0 4,0 4,0 5,5 5,5 7,5 7,5 7,5
100 2,2 3,0 4,0 5,5 5,5 7,5 7,5 10 10 10
Электродвигатели для привода насосов серий Г12-1 и Г12-2
в зависимости от производительности и давления нагнетания
каждого из насосов можно выбирать по табл. 9 и 10. Заштрихо-
ванные зоны в табл. 10 соответствуют приводной мощности,
недопустимой по прочности вала насоса.
При необходимости применения в гидросистемах давления
свыше 50 бар для привода гидрофицированных механизмов
можно использовать комбинированные насосы серии Г14-1
(МГ143) конструкции ЭНИМС (рис. 4), включающие в себя
пластинчатый насос низкого давления и поршневой насос высо-
кого давления (до 100 бар). К недостаткам насосов этого типа
следует отнести то обстоятельство, что поршневой насос
(см. рис. 4) не является самовсасывающим. Для его питания
используется часть масла, нагнетаемого пластинчатым насосом
23
Jg Электродвигатели для сдвоенных пластинчатых насосов серии Г12-2
Таблица 10
Qr л/мин 12 18
Qi л/мин Pi бар 10 15 JZZ71 25 [30 35 40 145 50 10 1S 20 25 [30 |55 [40145 50 10 Г5 20 25 [30 35 40145 |50 10 15 Z0 25 [30 ] 35 1 40 1 45 50
Рг бар Мощность электродвигателя по ГОСТу 10221-62 б квт
5 1b
20 1.1 ' ' 1
К ъ
30 Б
1.5 __
3$
м I
3 ч и 1
’ 15 и
20 1.5 1
1.5 1
зв Я 2.2
35
""ЯГ"' 22
45 г -- а -
50 3.0
72 Л t 1.1- I
15 1.1 1.5 и
& 15 *
zi 2.2 if
30 2.2
□ГТ 2.2
40 —3J—
3.0 е
$г_ г' - —
id 10 ._и. т 1,5 1 1.5
15 ' 1.5 15
zb L 2.2 I 2 2 22 wee
25 • ’ 2.2
30 1 3.0
35 1 30
U0 1 3.0 40
45 4.0
—£L_ — L L
низкого давления, с соответствующим уменьшением производи-
тельности последнего.
Лучшими эксплуатационными свойствами обладают пластин-
чатые насосы конструкции ЭНИМСа серии БГ12-2 [15} с раз-
груженными лопатками, предназначенные для работы с давле-
Рис. 4. Комбинированный насос высокого давления серии Г14-1
(МГ-143)
нием масла до 125 бар, серийный выпуск которых в диапазоне
производительности от 5 до 100 л/мин осваивается Елецким
заводом станочной гидроаппаратуры.
4. УПЛОТНЕНИЯ I I
В процессе работы гидравлического привода происходят
внутренние и наружные утечки масла. Наружные утечки приводят
к излишнему расходу масла, загрязняют оборудование и произ-
водственные помещения. Внутренние утечки служат причиной
нестабильной работы узлов, приводимых гидроприводом, я
также причиной изменения продолжительности времени цикла
работы оборудования.
Величина утечек масла определяется в основном следующими
факторами: конструкцией узлов уплотнений, качеством обра-
ботки уплотняемых поверхностей, материалами, качеством и
технологией изготовления уплотнений, режимом работы обору-
дования, температурой и вязкостными характеристиками
масел и др.
Обеспечить абсолютную герметизацию всех (в особенности
подвижных) узлов станочного гидравлического оборудования
в настоящее время не представляется возможным. Вместе с тем,
при правильном конструктивном оформлении узлов уплотнений
и при соблюдении определенных технологических требований,
предъявляемых к качеству изготовления отдельных деталей и
сборки узлов, можно свести утечки масла в гидросистемах агре-
27
гатных станков и автоматических линий к допустимому мини-
муму, как при рабочих давлениях, так и при давлениях, близких
к нулю.,
Выбор типа уплотнения определяется рабочим давлением
в гидросистеме, характером соединения (подвижное или непо-
движное) и назначением механизма, определяющим допустимые
утечки и потери на трение.
Рис. 5. Резиновые уплотнения:
а — сечение кольца круглого сечения по ГОСТу 9833-61, б —уплотнение под-
вижного соединения, в — сечение резиновой манжеты по ГОСТу 6969—54, г —
сечение резиновой манжеты с несимметричными лепестками
В гидроприводах агрегатных станков и автоматических линий
нашли применение следующие типы уплотнений: резиновые
кольца круглого сечения, чугунные поршневые кольца и резино-
вые манжеты.
Наиболее широко применяются резиновые кольца круглого
сечения по ГОСТу 9833—61 (рис. 5, а). Они дешевы, имеют
малые габариты и весьма надежны для уплотнения неподвижных
и малоподвижных соединений. В некоторых случаях кольца
круглого сечения могут быть применены и для уплотнения под-
вижных соединений при давлениях от 0 до 100 бар.
При сопр яжении уплотняемых поверхностей, например,
поршня 1 и гильзы цилиндра 2 (рис. 5, б) кольцо 3 деформи-
руется на величину его выступающей части, в результате чего
обеспечивается герметичность соединения. В процессе работы
гидропривода масло, проникая между уплотняемыми поверх-
ностями, давит на одну из боковых поверхностей кольца и допол-
нительно деформирует его, увеличивая тем самым рабочую
28
поверхность кольца, контактирующую с поверхностью гильзы
цилиндра 2.
Для улучшения уплотняющих свойств колец линию разъема
прессфбрмы, применяемой при их изготовлении, рекомендуется
располагать под углом 45°, как показано на рис. 5, а.
Для создания достаточной контактной поверхности кольца
необходимо правильно выбирать размеры и допуски на изготов-
ление колец и проточек, в которые они устанавливаются. Эти
допуски приведены в ГОСТ 9833—61 и в приложении к нему.
Для обеспечения длительного срока службы колец, установ-
ленных в подвижных соединениях, необходима высокая чистота
сопряженных поверхностей (не ниже 10-го класса по ГОСТу
2789—59). По наружным кромкам проточки не допускается
снятие фасок и радиусов размером более 0,1 мм, так как это
может привести к затягиванию резины в зазор между сопрягае-
мыми поверхностями и к последующему разрушению кольца при
реверсировании направления движения поршня.
Чугунные поршневые кольца, основные размеры которых
приведены в табл. 11, применяются в основном для уплотнения
поршней гидравлических цилиндров подачи.
ТаблицаН
Размеры чугунных поршневых колец в мм
D d i И ю й л ю +1 ю оа +1 ь Ь1 £>1 £ dt Рекомендуемое количество колец на поршне
номин. доп. откл. номин. доп. откл.
65 59 0,5 2,5 3,5 67,98 6,57 9,30 56 3
90 83 0,5 3 4 к —0,004 в -4-0 013 94,13 9,17 12,97 80 3
105 98 0,5 3 4 ° ( —0,012 109,85 10,76 15,22 94 3
125 117 0,7 3,3 4,7 130,78 12,83 18,15 113 4
150 142 0,7 .3,3 4,7 156,97 15,48 21,90 138 4
180 170 1,0 4 6 о —0,005 я -LO Olfi 188,36 18,55 26,25 166 4
210 200 1,0 4 6 О —0,015 о ГV, VLV 219,79 21,74 30,75 196 4
250 240 1,0 4 6 261,70 25,98 36,75 236 4
29
Кольца диаметром до 180 мм изготовляются из чугуна марки
<24 21-40, диаметром свыше 180 мм — из чугуна марки СЧ 18-36.
В кольцах не допускаются трещины, раковины, рыхлоты, черно-
вины, заусенцы, сколы, забоины и тому подобные дефекты. Твер-
дость готовых колец после термической обработки должна быть
в пределах HRB 98—106. Разность показаний твердости в одном
кольце не должна превышать 4 единиц.
Наборы резинотканевых шевронных манжет по ГОСТу
*9041—59 с предварительным натягом применяются для уплотне-
ния штоков гидроцилиндров. Для уплотнения штоков и поршней
гидроцилиндров, а также толкателей золотников с электромаг-
нитным управлением широко применяются резиновые манжеты
по ГОСТу 6969—54 (рис. 5, в) с прижимом лепестков 1 и 2 к
уплотняемым поверхностям под действием сил упругости резины
в давления масла.
Для улучшения уплотняющих свойств манжет подобного
типа, в особенности при работе в гидросистемах с небольшим
Таблица 12
Основные параметры воротниковых манжет для уплотнения золотников,
размеры в мм
Полость дренажа или давления
[до 5 дар (5кПсм*)]
Номинальный раз- мер золотника Манжета Проточка в золотнике
сч СЧ * о ^.1 ь СЧ * о 1 Ь—0,2 с f S t Г Масса (вес) 1 шт. в кг СЧ СЧ ю оо Y-I
12 ‘ 16 < 20 25 i 30 , 35 40 7 11 15 19 24 29 34 6,5 10 14 18 23 28 33 11,5 15,5 19,5 24,5 29,5 34 39 12 16,5 20,5 25,5 30,5 35,5 40,5 3 2,5 1.2 1 0,8 0,4 0,0004 0,0005 0,0006 0,0008 0,0010 0,0012 0,0013 7 11 15 19 24 29 34 3
4 3,5 1,4 1,1 0,9 0,6 4
-30
давлением, их сечение делается несимметричным (рис. 5,г).
Лепесток /, соприкасающийся с подвижной поверхностью 2,
обладает большей жесткостью, так как его толщина увеличена
по сравнению с лепестком 5, прижимаемым к неподвижной,
поверхности 4 [6].
Для герметизации золотников, в особенности управляемых
электромагнитами, где потери на трение должны быть мини-
мальными, применяются резиновые воротниковые манжеты
(табл. 12). Как показано на эскизе к табл. 12, обязательным
условием применения этих манжет является их дренажирование.
Конструкции узлов уплотнений золотников, штоков и порш-
ней гидроцилиндров, а также неподвижных соединений рассмот-
рены ниже в соответствующих разделах.
ГЛАВА
II
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ЭЛЕМЕНТЫ
ГИДРОСИСТЕМ АГРЕГАТНЫХ СТАНКОВ
И АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
1. МЕТОДЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ МЕХАНИЗМОВ
короста рабочей подачи гидрофицированных силовых
узлов и скорости перемещения ряда транспортных и других
гидромеханизмов регулируются с помощью дросселей, т. е. регу-
лируемых гидравлических сопротивлений. По мере перекрытия
щели дросселя увеличивается сопротивление проходу жидкости,
вследствие чего уменьшается ее расход.
Принципиальные схемы простого дросселирования при
использовании насосов постоянной производительности пред-
ставлены на рис. 6.
На рис. 6, а показана гидравлическая схема с дросселем /,
установленным на входе в полость 2 цилиндра. Полость 3 ци-
линдра сообщается с баком. Количество масла, поступающего
через дроссель 1 в полость 2 цилиндра, а следовательно, и ско-
рость перемещения поршня определяются проходным сечением
дросселя и перепадом давлений между магистралью 4 и
полостью 2. Избыток масла, нагнетаемого насосом 5, сливается в
бак через предохранительный клапан 6 с давлением его
настройки рн.
Условие равновесия поршня цилиндра можно выразить урав-
нением
Pi^i — P%F2 + % 4"
(8)
откуда
„ _ „ * 2
Р1 - Р^~
(8а)
где р\ — давление в полости 2;
Р2 — давление в полости 5;
Fi — рабочая площадь цилиндра со стороны полости 2;
Fz — рабочая площадь цилиндра со стороны полости 3;
R — нагрузка на шток поршня от внешних сил;
Т —сила трения в уплотнениях цилиндра и поршня о
стенки цилиндра.
Перепад давления на дросселе
fydp = Рн~ Pl-
32
По мере возрастания нагрузки Л, действующей на iIitok
цилиндра, увеличивается давление р\ в передней полости
цилиндра, вследствие чего уменьшается перепад давления на
дросселе расход масла и скорость перемещения поршня
цилиндра.
Рис. 6. Принципиальные гидравлические схемы простого дрос-
селирования:
а — на входе, б — на выходе
При установке дросселя 1 на выходе из полости 3 цилиндра
(рис. 6, б) давление в полости 2 остается постоянным и рав-
ным рн\ при этом равновесие поршня определяется уравнением
РЛ “ R (9)
или
PhFi = ^РдрР2 + R + T (так как р2 = &рдр), (9а)
откуда
' = Рн т1 - • (96)
*2 Г2
Таким образом, и в этом случае при увеличении нагрузки
уменьшается величина Ардр и скорость перемещения поршня
цилиндра.
Зависимость расхода масла (а, следовательно, и скорости
перемещения поршня цилиндра) через щелевой дроссель, сече-
ние которого приближается к диафрагме, от перепада давления
на дросселе выражается известным соотношением
Q = &Рдр = с/Уйрдр,
2 Л. С. Брон, Ж. Э. Тартаковский
(10)
зз
где Q —расход масла через дроссель в л/мшц
f — площадь сеченая дросселя в мм2;
Др перепад давления на дросселе, в барах;
а — коэффициент расхода через дроссель; ' .
f 2g
с—а |//. -—коэффициент, принимаемый для масла «Индустри-
альное 20» равным 0,6—0,65.
Поскольку простые дроссельные системы не обеспечивают
постоянства скорости при изменении нагрузки, их применяют
только в гидросистемах механизмов, работающих при мало
изменяющихся нагрузках, и тогда, когда допустимы изменения
скорости (в основном в гидросистемах различных вспомогатель-
ных устройств).
В гидравлических системах механизмов подач как отечест-
венных, так и иностранных агрегатных станков и автоматических
линий, наибольшее распространение получили дроссельные
системы с насосами постоянной производительности и с автома-
тическими регуляторами, обеспечивающими стабильность уста-
новленной дросселем скорости рабочей подачи вне зависимости
от колебаний нагрузки (сил трения, резания и др.), действующей
на рабочий орган станка.
На рис. 7, а показана принципиальная гидравлическая схема
с дозирующим клапаном 1 и дросселем 2, установленными на
входе в полость 3 цилиндра; задняя полость 4 цилиндра сооб-
щается с баком через клапан противодавления (подпорный) 5.
Для упрощения расчета и анализа поршень цилиндра показан с
двухсторонним штоком, так что полости 3 и 4 цилиндра имеют
одинаковую площадь.
Гидропривод, схема которого изображена на рис. 7, а, рабо-
тает следующим образом: масло от насоса поступает через дози-
рующий клапан к дросселю и далее в полость 3 цилиндра. Коли-
чество масла, проходящего через дроссель, определяется проход-
ным сечением дросселя и перепадом давлений между магистра-
лями 6 и 7. Избыток масла, нагнетаемого насосом, сливается
в бак через канал 8, отжимая пружину 9 клапана и преодолевая
давление масла в полости 10, соединенной с полостью 3 цилинд-
ра. Характеристика пружины 9 подбирается так, чтобы поддер-
живать перепад давления через дроссель равным 2—3,5 бар.
При возрастании нагрузки R, действующей на шток цилин-
дра, давление’в полостях 3 и 10 повышается. Под действием
повышенного давления масла на торец И золотник клапана
перемещается вправо (по схеме). Проходное сечение окон золот-
ника, через которые масло сливается в бак, уменьшается,
вследствие чего давление в системе нагнетания насоса возра-
стает пропорционально росту нагрузки. Скорость v движения
поршня при этом (при отсутствии утечек в цилиндре и золотни-
ках) остается постоянной, чему дополнительно способствует
34
соответствующее росту нагрузки увеличение давления в каме-
ре 12, Эта камера соединена тонким каналом с торцом 13 золот-
ника клапана. При перетекании масла из камеры 14 в канал 8
через окна *в золотнике оно встречает на своем пути упор 15,
Масло проходит через окна в золотнике с большой скоростью;
при этом за счет реакции струи под торцом 13 создается повы-
3 4
Рис. 7. Принципиальная гидравлическая
схема механизма подачи с дозирующим
клапаном и дросселем, установленными на
входе й цилиндр: j?
я—гидравлическая схема, б — графики зависи-
мости давления- и скорости от удельной нагрузки
шенное подпорное давление, которое, будучи передано в каме-
ру /2, создает дополнительную силу, стремящуюся закрыть кла-
пан, так как со стороны торца 13 это давление воспринимается
несколько меньшим сечением.
Без учета сил трения равновесие золотника клапана" можно
выразить уравнением
77 (D2 — (/2)
4
Jt(D2 —Л2)
4
2* 35
где D и d — соответствующие диаметры золотника клапана;
d\ —диаметр торцового упора 15\
Ро—дополнительное давление, создаваемое реакцией
струи;
А — сила пружины.
Перепад давления через дроссель
Лрор - - Л = -Л + М-~Л) , (12>
/2
где
г _ лсР е е ___ ^d, # ~ (D2 — d2)
т — ~ *> /1 ~ ; /2, —----:---•
4 4 4
Регулировкой положения упора /5 в небольших пределах
можно воздействовать на характер изменения давления в каме-
ре 12 и на его максимальную величину. Эту регулировку можно
выполнить таким образом, что по мере роста внешней нагрузки
перепад давления через дроссель будет несколько увеличиваться
с соответствующим увеличением количества масла, проходящего
через него. При этом можно достигнуть частичной или полной
компенсации утечек в распределительных золотниках и уплот-
нениях цилиндра, величина которых также увеличивается при
увеличении разности давлений в полостях цилиндра.
Назначение клапана противодавления 5 — создавать неболь-
шое (порядка 3—8 бар) давление в полости 4, способствующее
более плавному движению органа станка, приводимого гидро-
цилиндром. Кроме того, этот клапан уменьшает величину
прыжка механизма вперед, происходящего вследствие упруго-
сти столба масла в цилиндре при резком падении нагрузки,
наблюдающемся по окончании обработки (например, при выходе
сверла из обрабатываемой заготовки).
Положительное влияние клапана противодавления на стаби-
лизацию движения механизмов подач можно объяснить тем, что
при давлении до 3—5 бар значение модуля упругости масла
значительно меньше, чем его значение при более высоком давле-
нии (см, раздел 1 гл. II), вследствие чего сжимаемость масла в
диапазоне давлений от 0 до 3—5 бар больше, чем при более
высоком давлении, что может явиться источником прерывистого
движения механизма и нарушить нормальную работу его. Кла-
пан противодавления позволяет уменьшить влияние сжимаемо-
сти масла путем поднятия давления в передней полости цилиндра
выше 5 бар.
На Х>ис. 7, б представлены графики зависимости давления р\
в передней полости цилиндра, давления р в системе нагнетания
насоса и скорости v поршня цилиндра от удельной нагрузки г.
36
где R — нагрузка на шток цилиндра от силы резания;
F — рабочая площадь цилиндра.
Как видно из графика, движение поршня цилиндра может
начаться'при давлении
Pi > Ра + Ртр>
где р2 —давление в полости 4 цилиндра, создаваемое клапа-
ном противодавления;
Ртр = " — давление, необходимое для преодоления сил трения;
Г
Т —суммарная сила трения в цилиндре и в направляю-
щих механизма, управляемого гидроприводом.
Давление в системе нагнетания при этом
Рн = Р1 + ЬРдр-
Постоянство скорости движения поршня при увеличении
нагрузки сохраняется до тех пор* пока давление в системе нагне-
тания насоса рине достигнет значения рн=рк , где Рк—давле-
ние настройки предохранительного клапана (точка 1 на гра-
фике).
При дальнейшем увеличении нагрузки давление pi увеличи-
вается, а перепад давления через дроссель Драр уменьшается
с соответствующим уменьшением скорости v (на графике умень-
шение скорости условно показано прямой линией). При дости-
жении значения р\—рн =рк движение поршня цилиндра прекра-
щается (точка 2 графика), после чего противодавление рз, суще-
ствующее лишь при истечении масла через клапан противодав-
ления, падает до нуля.
Для механизмов подач агрегатных станков и автоматических
линий, которые необходимо перемещать до мертвого упора, в
гидросистему должно встраиваться реле давления (РД), дающее
сигнал, свидетельствующий о достижении механизмом мертвого
упора. Для схемы, представленной на рис. 7, а, реле давления
может быть включено в систему в магистрали а и б. Вне зави-
симости от места установки пружина реле давления должна
быть отрегулирована на давление р₽. а = рк—Дрр.а.где Рр. а—
давление, характеризующее нечувствительность срабатывания
реле давления. Обычно для обеспечения надежности работы
принимают Дрр. a=3-j-5 бар. При установке реле давления в
магистраль а реле давления срабатывает при значении удельной
нагрузки г, соответствующем точке 3 графика, а при установке
реле давления в магистраль б — при несколько большем значе-
нии удельной нагрузки, соответствующем точке 4.
На рис. 8 представлена принципиальная гидравлическая
схема с дозирующим клапаном более простой конструкции.
В процессе работы гидропривода золотник 1 клапана находится
37
с одной стороны — под воздействием давления в полостях
2 и 3, стремящегося открыть клапан, с другой стороны — под
воздействием давления, р\ в полости 4 и силы А пружины 6.
Равновесие золотника клапана (без учета сил трения) можно
выразить следующими уравнениями:
itD* лР2
Рн—Г~=Р1 ~
(13)
и
ДР^=Р« —= (13а)
где Др др—перепад давления через дроссель;
D —больший диаметр золотника.
Так же, как в ранее рассмотренной гидросхеме (рис. 7, а),
дозирующий клапан в гидросхеме рис. 8 поддерживает постоян-
Рис. 8. Принципиальная гидрав-
лическая схема механизма пода-
чи с дозирующим клапаном уп-
рощенной конструкции с дроссе-
лем, установленным на входе в
цилиндр
ныи перепад давления через дрос-
сель и сбрасывает избыток масла
через канал 5 в бак с давлением,
пропорциональным нагрузке R на
шток цилиндра (см. рис. 7, б).
Преимуществами дозирующе-
го устройства гидросхемы рис. 8
по сравнению с дозирующим
устройством гидросхемы рис. 7, а
являются:
а) упрощенная конструкция
клапана, который требует притир-
ки золотника только по меньшему
диаметру. Больший диаметр зо-
лотника обычно заранее пришли-
фовывается к сопряженному от-
верстию с зазором — 0,02-™
0,03 мм, тогда как для обеспечения
работоспособности дозирующего
клапана по схеме рис. 7, а он дол-
жен иметь три строго соосные и
тщательно притертые посадочные
цилиндрические поверхности;
б) отсутствие необходимости
регулировки при сборке;
в) более быстрое срабатыва-
ние клапана при изменении на-
грузки, так как его перемещение происходит на меньшую вели-
чину, чем у клапана по схеме рис. 7, а.
Графики зависимости давлений и скорости перемещения
поршня цилиндра от нагрузки, приведенные на рис. 7, б, спра-
ведливы также и для рассматриваемой гидросхемы.
38
Общим достоинством гидросхем, изображенных на рис. 7, а
и 8, является наличие зависимости давления в системе нагнета-
ния от нагрузки, что повышает к. п. д. гидропривода, уменьшая
потребляемую им мощность и нагрев масла в гидробаке от
сброса избыточного масла в бак с рабочим давлением. С другой
стороны, это свойство обеих гидросистем ограничивает область
их применения, так как насос может быть использован для
подачи масла только в один гидроцилиндр.
На рис. 9, а изображена гидравлическая схема механизма
подачи с редукционным клапаном 1 и дросселем 2, установлен-
ными на входе-в полость 3 цилиндра.
Так же, как и дозирующие клапаны в гидросхемах рис. 7, а
и 8, редукционный клапан поддерживает постоянный перепад
давления (порядка 2—3 бар) через дроссель вне зависимости от
нагрузки. Отличие состоит в том, что при использовании редук-
ционного клапана давление в системе нагнетания насоса не
зависит от нагрузки, а определяется настройкой предохранитель-
ного клапана 4, через который избыточное масло, нагнетаемое
насосом, сливается в бак.
Условие равновесия золотника редукционного клапана без
учета сил трения можно записать следующим образом:
л£)2 jxD3 ,
Рз~~ =Р1—Г- +
4 4
и
fydp = Рз — Р1=А (14а)
* nD2
На рис. 9, б представлены графики зависимости давлений р\
И Рз ^скорости поршня цилиндра v от удельной нагрузки г. Так
же, как и на графике рис. 7, б, скорость v остается постоянной
до удельной нагрузки, соответствующей, точке /. При удельной
нагрузке, соответствующей точке 2, движение поршня цилиндра
прекращается.
Реле давления (РД) можно включить в систему до или после
дросселя (в магистрали с давлением соответственно Рз или pi).
Первому случаю на графике рис. 9, б соответствует точка 3, а
второму — точка 4.
Клапан противодавления 5 на гидросхеме рис. 9, а имеет то
же назначение, что и на гидросхемах рис. 7, а и 8.
Поскольку давление в системе нагнетания в гидросхеме
рис, 9, а в процессе работы гидропривода остается постоянным,
имеется возможность использовать масло, нагнетаемое насосом,
для питания несколыщх одновременно работающих цилиндров.
Для привода механизмов подач, требующих небольших сил,
можно рекомендовать принципиальную гидросхему, изображен-
ную на рис. 10, а. Эта схема отличается от гидросхемы рис. 9,
39
Рис. 9. Принципиальная гидрав-
лическая схема механизма пода-
чи с редукционным клапаном и
дросселем, установленными на
входе в цилиндр:
а — гидравлическая схема, б — графи 0*
ки зависимости давления и скорости
от удельной нагрузки
Рис. 10. Принципиальная гидравли-
ческая схема механизма подачи с
противодавлением, создаваемым на-
сосом:
а — гидравлическая схема, б —• графики
зависимости давления и скорости от удель-
V
ной нагрузки
тем, что противодавление р2 в полости 2 цилиндра создается
давлением масла, нагнетаемого насосом, и равно Величина
давления в полости 1 цилиндра определяется по формуле
Р1 = -^+Р2> (15)
Л
где р' — р*— — противодавление, приведенное к полости 1 цилин-
Fi
дра..
Подбором диаметра штока цилиндра можно получить тре-
буемое значение противодавления р 'г- '
На рис. 10, б показаны графики зависимости р\, р$, рн и v от
. г. Л
удельной нагрузки г при Fz— —.
Как видно из графиков рис. 10, б, характер зависимости р\,
Рз и п от г остается таким же, как для вышеописанных схем.
Хотя преодолеваемая цилиндром полезная нагрузка (точки /
и 2 графика рис. 10, б) меньше, достоинствами гидросхемы
рис. 10, а являются отсутствие клапана противодавления и воз-
можность упрощения конструкции распределительного золот-
ника, который должен управлять только полостью 1 цилиндра.
Для отвода поршня достаточно соединить эту полость цилиндра
с баком, а для подвода поршня — соединить ее через редукцион-
ный клапан и дроссель с трубопроводом нагнетания. Кроме того,
при движении поршня вперед масло, вытесняемое из полости 2
цилиндра, добавляется к маслу, нагнетаемому насосом, вслед-
ствие чего производительность насоса, необходимая для получе-
ния требуемой скорости движения как при рабочей подаче, так
и при быстрых ходах может быть уменьшена.
Дополнительное преимущество гидросхемы рис. 10, а —
малая разность давлений между полостями 1 и 2 цилиндра.
Кроме того, в отличие от гидросхем, рассмотренных выше, в
гидросхеме рис. 10, а давление в полости 1 с увеличением
нагрузки растет, приближаясь к значению давления в полости 2.
Сообразно с этим утечки через зазор между поршнем и гильзой
цилиндра из полости 2 в полость 1 по мере роста нагрузки
уменьшаются. Малый перепад давлений между полостями
цилиндра позволяет в некоторых случаях применять поршни без
уплотнений, что благоприятно сказывается на уменьшении вели-
чины и диапазона колебаний сил трения, действующих На пор-
шень. Это дает возможность применять гидросхему рис. 10, а в
малых силовых и алмазно-расточных головках и других анало-
гичных механизмах, где требуется точная регулировка и ограни-
чение силы подачи для предотвращения возможной поломки
инструмента (точная регулировка силы подачи возможна только
при незначительных колебаниях сил трения механизма).
• ь . *1
Для механизмов подачи с применением гидросхемы рис. 10, а
характерно также весьма плавное и равномерное движение на
всем диапазоне скоростей подачи.
Реле давления при работе механизма на упоре можно вклю-
чать в систему до или после дросселя, чему соответствуют точки
3 и 4 на графике рис. 10, б.
Принципиальные гидравлические схемы, изображенные на
рис. 7, а, 8, 9, а и 10, а применяются в гидравлических приводах
механизмов подач агрегатных станков и автоматических линий,
предназначенных для сверлильных, расточных и некоторых фре-
зерных работ.
Для механизмов псдач тяжелых фрезерных станков, пред-
назначенных для попутного фрезерования, где горизонтальная
составляющая, силы резания направлена в сторону движения
механизма подачи, а также для некоторых типов расточных
станков применяются гидравлические схемы с дросселированием
масла на выходе из цилиндра.
На рис. 11, а показана принципиальная гидравлическая схема
с редукционным клапаном и дросселем, установленными на
выходе из цилиндра. В этом случае гидропривод работает сле-
дующим образом: масло от насоса с давлением р\ = рн, соответ-
ствующим настройке предохранительного клапана /, поступает
в полость 2 цилиндра. Масло из полости 3 цилиндра вытес-
няется в бак через редукционный клапан 4 и дроссель 5.
Полость 6 редукционного клапана соединена с баком. Условие
равновесия редукционного клапана по аналогии с предыдущими
рассуждениями можно выразить уравнением
nD2 л
где А — сила пружины редукционного клапана.
Перепад давления через дроссель
дР^ = Рз — ° =
.. #.
На рис. 11,6 представлены графики зависимости давлений рь
р-2, рз и скорости v от удельной нагрузки для этой схемы. Как
видно из графиков, при отсутствии нагрузки на поршень
цилиндра давление в полости 3 цилиндра Р2=рн—Р тр-
По мере роста нагрузки давление Р2 падает. Редукционный
клапан поддерживает перед дросселем постоянное давление рз
до значения удельной нагрузки, соответствующего точке /, где
р2=рз. При дальнейшем росте нагрузки до значения, соответст-
вующего точке 2, движение механизма подачи прекращается.
В случае отрицательной нагрузки от составляющей силы
резания, действующей в направлении движения, давление в
42
полости 3 цилиндра будет увеличиваться и при численном зна-
чении г =
г
, соответствующем точке 2', значение давления р2
будет соответствовать точке 5, т. е. почти в 2 раза превышать
величину давления в системе нагнетания рн. Скорость движения
поршня при этом остается неизменной, как и при положительной
нагрузке.
Рис. 11. Принципиальная гидравлическая схема механизма подачи с ре-
дукционным клапаном и дросселем, установленными на выходе из ци-
линдра:
а — гидравлическая схема, б — графики зависимости давления и скорости от удель1 '
ной нагрузки .
При необходимости работы механизма подачи до мертвого
упора положение остановки на упоре можно проконтролировать
посредством реле давления, подключенного, как показано на
схеме рис. 11, а, в магистраль, соединяющую полость 3 цилиндра
с редукционным клапаном. Реле давления в этом случае регу-
лируется на включение при давлении на 3—5 бар меньше,, чём
фактическое давление, которое допускается в полости ,3
цилиндра в процессе рабочей подачи. Точка# рис. 11,6 отвечает
зтому условию при минимальном давлении в полости 3
цилиндра, соответствующем точке 5. Максимально допустим^
удельная нагрузка, преодолеваемая при этом цилиндром^ де
43
t: а
должна превышать значения, соответствующего точке 6. При
остановке механизма подачи на упоре давление в полости 3
падает и по достижении значения точки 4 контакты конечного
выключателя реле давления размыкаются, что и является сиг-
налом, свидетельствующим о достижении механизмом подачи
мертвого упора.
Из сопоставления графиков рис. 9,6 и 11, б видно.'что при
одинаковых значениях давления рч максимальная преодолевае-
мая цилиндром нагрузка для гидросхемы рис. 11, а больше, чем
для гидросхемы рис. 9, а, на величину, равную p^F (нагрузка от
противодавления).
При использовании гидросхемы по рис. 11 а, в гидроприводах
механизмов подач, где при наладочных режимах работы необ-
ходимо останавливать головку или другой рабочий механизм
станка в процессе обработки заготовки, следует иметь в виду
некоторые отрицательные особенности этой гидросхемы. Останов-
ка механизма, приводимого гидроцилиндром, обычно осущест-
вляется одним из двух способов: прекращением подачи масла в
полость 2 цилиндра или запиранием его полости 3. Как в том,
так и в другом случае течение масла через дроссель прекратится,
давлении р2, отжимающее золотник редукционного клапана, упа-
дет до нуля и пружина редукционного клапана переместит золот-
ник вправо (по схеме рис. 11, а), полностью открыв сечение
• окон 7. При последующем начале движения механизма давление
в полости 2 цилиндра возрастет, и масло, вытесняемое из полости
<3 цилиндра с давлением р2, не встречая в момент начала движе-
ния сопротивления окон 7 в редукционном клапане, поступит к
дросселю. Так как давление р2 всегда больше, чем рз, то меха-
низм тронется с места с большей, чем при установившемся дви-
жений, скоростью, что может привести к поломке режущего
инструмента.
В механизмах, где гидроцилиндр расположен выше гидроба-
ка, при перерывах в работе оборудования часть масла может
вытечь из полости 3 цилиндра. При последующем пуске гидроси-
стемы поршень переместится рывком (прыгнет) вперед на ве-
личину, определяемую количеством вытекшего масла.
Для предотвращения прыжка при пуске механизма при ис-
пользовании гидросхемы на рис. 11, а приходится останавливать
его следующим способом: запирать полость 2 цилиндра, а его
полость 3 соединять с насосом. При этом масло, нагнетаемое на-
сосом, будет компенсировать утечки из цилиндра, а часть его,
проходящая через редукционный клапан и дроссель, будет удер-
живать золотник редукционного клапана в рабочем положении.
Гидросхемы с дросселированием на входе по схемам рис. 7, а,
8 и 9, а лишены указанного выше недостатка, пуск и трогание с
места управляемых ими механизмов после остановки во всех слу-.
чаях происходят плавно, без рывков.
44
На рис. 12, а показана принципиальная гидравлическая схема
с редукционным клапаном 1 и дросселем 2, установленными на
выходе (из цилиндра, и со специальным сливным клапаном 5, ог-
раничивающим давление в полости 4 цилиндра при нагрузке,
действующей в направлении движения механизма, приводимого
гидроцил^ндром. Аналогично гидросхеме рис. 11, а условие рав-
новесия редукционного клапана можно выразить уравнением
- &Рдр Рз Q
где А — сила пружины редукционного клапана;
D — диаметр золотника редукционного клапана.
Характеристика пружины сливного клапана подбирается так,
чтобы этот клапан соединил проточку 5 с баком через канал 6
при повышении давления в полости-/цилиндра выше 8—10 бар
(эта величина, как показывает опыт эксплуатации, обеспечивает
нормальную работу схемы регулирования).
Рассмотри^ работу гидросистемы, изображенной на
рис. 12, а, для трех случаев:
1) с нагрузкой /?, равной нулю;
2) с положительной нагрузкой
3) с отрицательной нагрузкой —RHau6 (т- е- с нагрузкой, дей-
ствующей в направлении движения).
Для первого случая при условии, что сливной клапан сраба-
тывает при давлении jt?2—10 бар, давление, которое установится
в полости 7 цилиндра и в системе нагнетания насоса, можно вы-
разить уравнением
Pl = Ртр+^-бар.
Во втором случае давление в полости 4 цилиндра упадет ни-
же 10 бар, сливной клапан закроется и давление в системе на-
гнетания будет определяться настройкой предохранительного
клапана, т. е. Pi = pH-
В третьем случае при работе с максимальной отрицательной
нагрузкой давление в полости 4 цилиндра •
_ R
Ръ г т Ртр'
Так как при этом pz> 10 бар, то сливной клапан будет пол-
ностью открыт вправо (по схеме) и все масло, нагнетаемое насо-
сом, будет без сопротивления сливаться в бак через канал 6 слив-
ного клапана 3. В полости 7 цилиндра давление упадет до нуля.
На рис. 12, б представлены графики зависимости давлений в
полостях цилиндра от удельной нагрузки для рассматриваемой
гидросхемы. Здесь точка 1 характеризует давление pi в полости
7 цилиндра при отсутствии нагрузки. Точка 2 — давление ръ в по-
лости 4 цилиндра. Как видно из графика, давление рз остается
45
4
7
Рис. 12. Принципиальная гидравлическая схема механиз-
ма подачи с редукционным клапаном и дросселем, уста-
новленными на выходе из цилиндра, и сливным клапаном:
а — гидравлическая схема,,б — графики зависимости давления
и скорости от удельной нагрузки
46
постоянным до значения нагрузки, соответствующего точке <У, где
Р1 = Ря- При дальнейшем росте нагрузки давление рг падает, но
скорость движения поршня при этом остается неизменной до зна-
чения Удельной нагрузки, соответствующего точке 4, При удель-
ной нагрузке, соответствующей точке 5, поршень остановится.
При\возникновении отрицательной нагрузки давление рг со-
храняет \ свое значение до точки 6, где р2=0 (точка 6'). При
дальнейшем росте отрицательной нагрузки давление рг растет
прямо пропорционально ей.
При работе до мертвого упора реле давления 1РД и 2РД
могут быть соединены как с полостью 4, так и с полостью 7 ци-
линдра. В первом случае включение реле давления 1РД произой-
дет в точке!/ при максимальной удельной нагрузке, соответству-
ющей точке\§.
Реле давления 2РД (рис. 12, а) должно быть настроено на
включение при росте давления в полости 7 цилиндра до значения,
соответствующего точке 9 (рис. 12,б). Максимальная удельная
нагрузка прцэтом также характеризуется точкой 8.
Следует обметить, что, как показал опыт построения гидро-
привода с регулированием скорости рабочей подачи по принци-
пиальной схем;е рис. 12, а, выявилась недостаточная динамиче-
ская устойчивость этой схемы. Силовой узел в широком диапазо-
не подач входил в автоколебательный процесс (движение проис-
ходило с рывками). Для ликвидации этого явления потребова-
лось сильно задемпфировать сливной клапан 5.
Сопоставление графиков рис. 7, б; 9, б; 10, б; J1, б и 12, б (все
эти графики вычерчены в одинаковом масштабе, с одинаковыми
значениями чувствительности реле давления) с учетом сделанных
выше замечаний’ позволяет выбрать наиболее приемлемую прин-
ципиальную гидросхему для каждого конкретного гидропривода
механизма подачи, питаемого-маслом'от насоса постоянной про-
изводительности.
Дроссельные гидросистемы с автоматическими регуляторами
скорости в сочетании с насосами постоянной производительности
в большинстве случаев удовлетворяют требованиям, предъявляе-
мым к механизмам подач.
Вместе с тем, общим недостатком дроссельных гидросистем
являются непроизводительные потери энергии при сливе в бак че-
рез предохранительный или дозирующий клапаны избыточного
масла, нагнетаемого насосом и не используемого для выполнения
полезной работы. В результате масло в гидросистеме нагревается
особенно сильно при малых объемах гидробаков или при работе
станков в условиях высоких температур окружающего воздуха
(подробнее см. гл. V).
Повышения к. п. д. гидропривода и уменьшения нагрева мас-
ла в гидросистеме можно достигнуть путем применения регулиру-
емых насосов, производительность которых устанавливается в
47
соответствии с необходимой скоростью перемещения рабочего
органа, л - ; г , , • \
На рис. 13, а показана принципиальная гидравлический схема
механизма подачи с регулируемым насосом 1. Производитель-
ность насоса устанавливается винтом 2, перемещающи
в положение, соответствующее требуемой скорости ,
поршня 3. Назначение клапана противодавления 4 то ж
статор
ижения
что и в
№
1оЬ
0,9
Рис. 13. Принципиальная
схема механизма
8 9 10 О л/мин
— типовые графики
гидравлическая
с регулируемым
а — гидравлическая
объемных к. п.
Ofi
47
Ofi
подачи
насосо
схема,
д. регулируемых насосов
предыдущих схемах. По мере возрастания нагрузки R давление
Pi в полости 5 цилиндра и давление р в системе нагнетания на-
соса 1 увеличиваются, при этом скорость перемещения поршня 3
будет уменьшаться в соответствии с ростом утечек в насосе из
зоны нагнетания в зону всасывания.
На рис. 13,6 приведены типовые графики, характеризующие
зависимость объемных к. п.д. (iw) от расхода (Q л!мин) для
современных быстроходных регулируемых насосов с максималь-
ной производительностью 8—12 л/мин при давлении 40 бар (зна-
чения объемных к. п.д. насосов при нулевом давлении для всех
расходов, как известно, принимаются за единицу). Кривая 1 от-
носится к пластинчатому насосу, кривая 2 — к поршневому на-
сосу.
Как показали эксперименты, стабильность скорости подачи
механизма с гидроприводом по схеме рис. 13, а, особенно при ма-
лых скоростях движения (в зоне расходов до 1 л/мин), даже при
использовании более сложного й дорогого регулируемого порш-
невого насоса меньше, чем в схемах дроссельного регулиро-
вания.
Так, при расходе 0,5 л/мин и давлении 40 бар объемный к. п. д.
поршневого насоса равен 0,7, т. е. уменьшение его производи-
тельности при изменении давления от 0 до 40 бар составляет
30%, тогда как при дроссельном регулировании для того же рас-
48
хода и в том же диапазоне изменения давления скорость порш-
ня уменьшается примерно на 5% (см. ниже).
Сохранение постоянства скорости подачи при изменении на-
грузки с более высоким, чем в схемах дроссельного регулирова-
ния, общим к. п. д. гидропривода обеспечивают гидросхемы с
регулируемыми насосами, снабженными устройствами, автома-
тически компенсирующими рост утечек в насосе при повышении
давленищв системе нагнетания.
Рис. 14. Принципиальная гидравлическая схема меха-
низма подачи с автоматически регулируемым поршне-
вым насосом
На рис. 14 представлена принципиальная гидравлическая схе-
ма пинольной силовой головки фирмы Эксцелло (США) с регу-
лируемым аксиально-поршневым насосом 1 с наклонной пли-
той 2.
Гидропривод работает следующим образом. Масло из полости
нагнетания 3 насоса поступает в переднюю полость 4 цилиндра
5 головки и одновременно под торец поршня управления 6. Мас-
ло, вытесняемое из задней полости 7 цилиндра 5 направляется
через дроссель 8 в бак. Полость 7 каналом 9 соединена с поло-
стью второго поршня управления 10. *
Производительность насоса (т. е. скорость движения поршня
цилиндра 5) определяется углом поворота плиты 2.
49
Условие равновесия плиты относительно оси //ее поворота в
процессе работы гидропривода (без учета сил трения) можно
выразить уравнением
М, + М 2 - М3 + /И4, ' (16)
где Mi=pHSi На —момент, поворачивающий плиту d сторону
увеличения производительности насоса, от
воздействия на плиту <;ил рабочих поршней
12, камеры 13 которых соединены с поло-
стью нагнетания <?; /
рн — давление в системе нагнетания;'
Si —рабочая площадь одного поршня /2;
Sa — сумма расстояний от оси каждого поршня
до оси поворота плиты; ;
Л12 = 2/?я//а — момент от воздействия на плиту сил пружин
14 всех поршней;
a — угол поворота плиты;
Rnp — сила пружины; Rnp является функцией угла
а: /?.пР = ф(а) (с увеличением а сила пру-
жины уменьшается);
M^ = pKSob{ —момент,-поворачивающий плиту в сторону
уменьшения производительности насоса, от
воздействия на плиту силы поршня управ-
ления 6, к которому подводится давле-
ние рн;
32 — площадь поршня 6\
M^—pi S3b2 — момент от силы поршня управления 10, к ко-
торому подведено давление рг,
S3 — площадь поршня /0;
/ Q 2
pi==.(—’1 —давление в задней полости цилиндра [из
\ fc /
уравнения (10)]; здесь Q — расход масла
через дроссель; f — площадь проходного се-
чения дросселя.
При подстановке приведенных выше значений моментов, дей-
ствующих на плиту, уравнение ее равновесия можно написать в
развернутом виде
Рн511а + Хф (a)a = -)2S3&2. (16а)
\ [С J
Конструктивно параметры системы управления насоса подби-
раются таким образом, чтобы . . .
S\^CL —
50
тогда 7Hi = Af3 и расход масла через дроссель определяется урав-
нением
*
Q = fc , (17)
откуда
Как видно из уравнения (17), расход^масла через дроссель не
зависит от давления р н, а следовательно’от нагрузки на поршень
и утечек в насосе.
Практически, по мере роста нагрузки, утечки в насосе увели-
чиваются, вследствие чего поступление масла в полость 4 цилинд-
ра и расход масла через дроссель уменьшаются. При этом соот-
ветственно уменьшается давление р\. Равновесие моментов, дей-
ствующих на плиту 2, нарушается и пружины 14 разворачивают
ее по часовой стрелке, восстанавливая установленную дросселем
скорость движения поршня цилиндра 5. При уменьшении или
снятии нагрузки плита поршнем 10 разворачивается в обратном
направлении.
Испытания силовых головок Эксцелло, проведенные на авто-
заводе им. Лихачева и в ИМАШ АН [12] показали, что описанная
схема обеспечивает высокую стабильность установленной дрос-
селем скорости подачи при изменении нагрузки. Ее недостатком,
подтвержденным в процессе испытаний, является значительное
изменение значения а следовательно, и р\ в зависимости от
угла а [см. уравнение (17, р)], т. е. от производительности насоса.
Так, pi с 2—3 бар при больших расходах увеличивается до 7—
9 бар при малых расходах. Это ухудшает условия работы дрос-
селя гидропривода при малых скоростях движения пиноли (угол
а при автоматическом повороте плиты для компенсации утечек
при изменениях нагрузки для установленной дросселем скорости
подачи изменяется на весьма небольшую величину, не вызывая
существенных изменений pi, а следовательно, и Q).
На рис. 15 представлена принципиальная гидравлическая
схема с системой автоматической компенсации утечек регулируе-
мого пластинчатого насоса 1, Статор 2 насоса под действием со-
ставляющей неуравновешенной силы по оси XX от давления
масла в зоне нагнетания 3 стремится переместиться влево (по
схеме) до совмещения оси статора 2 с осью Y2Y2 ротора
4, что соответствует положению нулевой производительности.
Поршень 5 управляющего цилиндра 6 препятствует переме-
щению статора 2. Этот поршень находится под' воздействием
четырех сил: /?с, силы пружины 7 — Rnp давления масла рн, по-
ступающего в пдлость 8 цилиндра из системы нагнетания насоса,
51
и давления масла /л, поступающего в полость 9 управляющего
цилиндра из полости 10 цилиндра подачи 11,
Условие равновесия статора насоса (без учета сил трения)
выражается уравнением
= Rnp + P1F1 — PHF^ (18)
где Fi и F2 — соответствующие рабочие площади Полостей
управляющего цилиндра 6;
£>с = Крн, где К — коэффициент пропорциональности, определяе-
мый конструкцией насоса.
Подача
Рис. 15. Принципиальная гидравлическая схема механизма подачи
с автоматически регулируемым пластинчатым насосом
Значение pi можно получить из уравнения расхода масла
через дроссель 12:
* = 09)
Уравнение (18) при подстановке значений Rc и р\ принимает вид
КРн = /?лр + рЛЛ-Г2)-Г1(^-у. (19а)
52
Конструктивно разность рабочих площадей цилиндра 6 (Fi—
Кг) принимается равной К.
Тогда
Q = ^l/(20)
Г Fi
т. е. расход масла через дроссель и в этой гидросхеме не зависит
от нагрузки /?, характеризуемой давлениями р\ и ря.
При росте нагрузки R и повышении давления ря утечки в на-
сосе возрастают и расход масла через дроссель уменьшается. Так
как одновременно повышается давление pi, то условие равнове-
сия статора нарушается и он перемещается поршнем цилиндра 6
в сторону увеличения производительности до восстановления за-
данного расхода масла через дроссель.
Принципиальная схема рис. 15 может быть приспособлена для
цикла работы силовых головок. Так, введением в схему управле-
ния предохранительного клапана 13 небольшой пропускной спо-
собности и дополнительного диафрагмового сопротивления 14
можно ограничить давление в системе нагнетания при останов-
ке на упоре механизма, приводимого цилиндром 11. При этом
производительность насоса будет определяться сечением
‘ диафрагмового сопротивления 14 и может быть небольшой.
При соединении золотником 15 полости 9 цилиндра 6 с баком
статор насоса устанавливается в положение нулевой производи-
тельности. При этом в системе нагнетания будет поддерживаться
небольшое давление (пропорциональное силе пружины не-
обходимое для целей сервоуправления.
На рис. 16 приведена принципиальная гидравлическая схема
привода подачи силовой головки фирмы Снайдер (США) [4] с
регулируемым пластинчатым насосом 1 и с регулятором скорости
2'> установленным на выходе масла из полости 3 цилиндра^.Си-
стема автоматического регулирования производительности на-
соса 1 путем изменения эксцентрицитета е статора 5 включает
пружинный ограничитель давления 6 и гидроцилиндр управле-
ния 7. Поршень этого цилиндра, находясь под воздействием мас-
ла, поступающего в полость 8 из системы нагнетания насоса,
стремится установить статор в положение нулевой производи-
тельности.
При рабочей подаче (Р. /7.) поршня цилиндра 4 пружинное
устройство 6 во взаимодействии с цилиндром 7 поддерживает в
магистральной линии нагнетания 9 постоянное (максимально
требуемое) давление вне зависимости от величины внешней на-
грузки
Производительность насоса при этом с (учетом внутренних
утечек) соответствует скорости перемещения силовой головки,
установленной регулятором скорости 2.
Стабильность скорости рабочей подачи в этой гидросхеме
53
определяется регулятором скорости 2 и соответствует схеме
рис. 11.
На рис. 17 приведены графики зависимости производительно-
сти насоса от давления при различных характеристиках пружи-
ны 6 (рис. 16). Кривая 1 (рис. 17) соответствует пружине с же-
сткой характеристикой (применяемой в системе гидропривода
подачи), кривая 2 — пружине с мягкой характеристикой.
Рис. 16. Принципиальная гидравличе-
ская схема механизма подачи с авто-
матически регулируемым пластинчатым
насосом и дросселированием масла на
выходе из цилиндра
Qk
Рис. 17. Графики зависимо-
сти производительности ав-
томатически регулируемого
пластинчатого насоса с
дросселированием масла на
выходе из цилиндра от
давления
Настройкой дросселя регулятора скорости 2 (см. рис. 16)
определяется производительность насоса QK, регулировкой пру-
жины 6 — давление в системе нагнетания рн (рис. 17). При от-
сутствии внешней нагрузки (RH =0) давление в полости 10 (см.
рис. 16) гидроцилиндра уравновешивается противодавлением
в полости 3, создаваемым редукционным клапаном регулятора
скорости. При возникновении нагрузки RH величина противо-
давления соответственно уменьшается.
Гидропривод по схеме рис. 16 по сравнению с системами дрос-
сельного регулирования позволяет частично снизить непроизво-
дительные потери мощности, так как производительность насоса
соответствует требуемой, однако при небольших внешних нагруз-
ках будут потери мощности вследствие излишнего перепада дав-
ления в регуляторе скорости.
Одним из недостатков, присущим гидроприводам подачи,
имеющим в качестве рабочего органа гидравлический цилиндр,
является влияние сжимаемости столба масла, заключенного в по-
лости гидроцилиндра, на работу гидропривода (подробнее о
вредном влиянии сжимаемости масла будет сказано ниже).
54
Устранение влияния сжимаемости масла на работу гидропри-
вода подачи достигается заменой гидроцилиндра ходовым вин-
том.
На рис. 18 представлена принципиальная гидрокинематиче-
ская схема привода подачи гидровинтовой головки TOS
(ЧССР) с приводом вращения ходового винта 1 при рабочей по-
даче гидродвигателем 2 через редуктор 5. Скорость рабочей пода-
чи регулируется осевым дросселем 5 с редукционным клапаном
Рис. 18, Принципиальная гидрокинематическая схема меха-
низма подачи гидровинтовой головки TOS с приводом хо-
дового винта от гидродвигателя
6, установленным на сливной магистрали гидродвигателя 2. Про-
ходное сечение дросселя изменяется посредством винта 7 и ры-
чага 8. Переключение на рабочую подачу производится по ходу
головки нажатием кулачка 9 на золотник 10.
Недостатком привода подачи с гидродвигателем является не-
возможность обеспечения гидродвигателем (без дополнительных
устройств) необходимого диапазона усилий и скоростей подач и
быстрых ходов. С целью избежать применения в приводе подачи
сложного редуктора, быстрые хода головки TOS осуществляются
от отдельного электродвигателя быстрых ходов 4.
2. МЕТОДЫ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ БЫСТРЫХ ПЕРЕМЕЩЕНИЙ
Подвод силовых узлов агрегатных станков и автоматических
линий к зоне обработки, прихватов к зажимаемым заготовкам
и т. д. и их отвод по окончании рабочих операций, с целью умень-
55
шения вспомогательного времени должен производиться со ско-
ростями, значительно превосходящими скорости рабочих подач.
В гидроприводах агрегатных станков и автоматических линий
нашли применение несколько методов ускоренного перемещения
механизмов.
Наиболее простым методом, позволяющим увеличивать ско-
рость перемещения механизма при холостых ходах, является ис-
пользование для этой цели полной производительности насоса,
Рис. -19. Принципиальные гидравлические схемы осуществления быст-
рых ходов механизмов:
а — с дифференциальным соединением полостей цилиндра; б — с двумя цилин-
драми (в положении быстрого подвода)
что может быть осуществлено путем непосредственного (в обход,
дросселя) соединения с насосом соответствующей полости ци-
линдра. Очевидно, однако, что при производительности насоса,
выбираемой из условия обеспечения максимально необходимых
скоростей рабочих подач, увеличение скорости при холостых хо-
дах будет незначительным.
С другой стороны, применять насосы увеличенной производи-
тельности, соответствующей требованиям быстрых ходов, неце-
лесообразно, поскольку в этом случае в процессе рабочей подачи
(и при зажиме), составляющем обычно основную долю времени
цикла работы оборудования, все или большая часть масла, на-
гнетаемого таким насосом, будет сливаться в бак под высоким
давлением, соответствующим силе рабочей подачи или зажима, с
непроизводительной затратой энергии, расходуемой на нагрев
масла в гидросистеме.
Увеличения скорости перемещения силовых узлов, транспорт-
ных и других механизмов при быстрых ходах можно достигнуть
применением дифференциального соединения цилиндров. В этом
случае, при быстром подводе, масло, вытесняемое из задней по-
лости цилиндра, добавляется к маслу, подаваемому насосом, бла-
годаря чему скорость, перемещения механизма увеличивается.
56
На рис. 19, а показана гидросхема с использованием диффе-
ренциального соединения полостей цилиндра в случае движения
поршня при быстром подводе в направленйи, показанном на
схеме.
Обозначим:
QH— производительность насоса;
F — площадь передней полости 1 цилиндра;
f — площадь задней полости 2 цилиндра.
Тогда скорость поршня при быстром подводе Об.п определится
из уравнения •
w6. nfi
&б. п-
(21)
откуда
(21а)
при
f = —- скорость V6.n =
(216)
При движении поршня в обратном направлении полость 1 со-
единяется с баком. Тогда скорость движения поршня при быст-
ром отводе
. (21в)
при
(21г)
Очевидно, что увеличение скорости перемещения механизмов
путем применения дифференциального соединения цилиндра свя-
зано с соответствующим уменьшением силы, развиваемой ци-
линдром. Обычно для холостых ходов это вполне допустимо.
На рис. 19, б представлена схема гидропривода с двумя ци-
линдрами: 1 — большого и 2 — малого диаметра. В процессе ра-
бочей подачи масло подается одновременно в оба цилиндра. Уве-
личение скорости движения при быстрых ходах достигается от-
ключением цилиндра 1, полости 3 и 4 которого при этом соединя-
ются между собой, как показано на схеме.
Схемы с двумя цилиндрами нашли применение и могут быть
рекомендованы для гидросистем тяжелых фрезерных и расточ-
ных станков с большими длинами ходов, где при рабочей подаче
необходимо развивать значительные силы,- требующие примене-
ния цилиндров больших диаметров.
Наиболее широкое применение в гидросистемах агрегатных
станков и автоматических линий для обслуживания ускоренных
холостых ходов получили системы питания цилиндров с помощью
двух насосов: насоса высокого давления с малой производитель-
ностью для осуществления рабочей подачи и зажима, насоса низ-
кого давления с большой производительностью — для осущест-
вления быстрых ходов.
В процессе рабочей подачи, зажима, а также при остановке
механизма на упоре масло, нагнетаемое насосом быстрых ходов,
сливается в бак с небольшим подпорным давлением, что по срав-
нению с системами, имеющими один насос, значительно умень-
шает непроизводительный расход энергии.
5)
Рис. 20. Гидравлическая схема управления работой двух насосов
с помощью многопозиционного распределительного золотника
Для управления работой сдвоенных насосов разработаны и
нашли применение несколько схем и конструкций разделитель-
ных устройств.
На рис. 20 показана схема управления работой двух насосов
с помощью многопозиционного распределительного золотника.
В положении быстрого подвода (рис. 20, а) масло от обоих насо-
сов направляется распределительным золотником через канал 1
в переднюю полость цилиндра. В положении рабочей подачи
(рис. 20, б) в цилиндр направляется только масло от насоса ра-
бочей подачи через каналы 1 и 2. При этом масло от насоса бы-
стрых ходов без сопротивления направляется через канал Зв бак,
а полость 4 запирается.
На рис. 21 показана схема разделительной панели типа Г53-1
конструкции ЭНИМСа [26]. Панель состоит из предохранитель-
ного клапана высокого давления /, клапана низкого давления
(разгрузочного) 2 и обратного (разделительного) клапана 3. Па-
нель работает следующим образом.
При быстрых ходах цилиндра 4 масло от насоса высокого дав-
ления 5 поступает по трубопроводу 6 в полость 7 цилиндра. Одно-
временно масло от насоса быстрых ходов 8 по трубопроводу 9
направляется в проточки 10 и 11 обратного клапана 3, отжимая
последний вверх (по схеме) и, далее, через проточку 12 поступает
в трубопровод 6, добавляясь к маслу, нагнетаемому насосом вы-
сокого давления 5. Максимальное давление в системе нагнетания
58
насоса 8 ограничивается настройкой пружины 13 клапана низко-
го давления 2. Золотник 14 клапана имеет ступенчатую конструк-
цию, образующую камеру 15, которая каналами соединена с
трубопроводом 6 и полостью 7 цилиндра 4. Когда по окончании
быстрого хода давление в полости 7 цилиндра (и, следовательно,
в камере 15) будет выше давления настройки пружины 13 кла-
пана 2, масло от насоса высокого давления 5, воздействуя на
Рис. 21. Гидравлическая схема разделительной гидропанели
Г53-1 конструкции ЭНИМСа
буртик золотника 14, поднимает последний вверх (по схеме),
соединяя насос 8 через проточку 16 и полость 17 с баком. Все
масло, нагнетаемое насосом 8, свободно, без давления, сливается
в бак (насос разгружается). При этом обратный клапан 3 под
действием давления масла в полости 18 и силы пружины запи-
рается, не допуская слива в бак масла, нагнетаемого насосом 5.
Величина максимального давления в полости 7 цилиндра 4 ре-
гулируется настройкой пружины 19 предохранительного клапана
высокого давления /. Масло от насоса 5 поступает по трубопрово-
ду 6 в проточки 20, 21 и 22 золотника 23. Из проточки 21 масло
59
через пробку 24 с малым отверстием (демпфер) имеет возмож-
ность попасть в камеру 25.
При давлении в системе нагнетания насоса 5 меньшем, чем
давление, соответствующее настройке пружины 19, шарик 26 при-
жат к своему седлу, запирая камеру 25. Давление в камере 25 и
проточках 21 и 22 одинаково, поэтому пружина 27 держит золот-
ник 23 в нижнем (по схеме) положении, при котором проточка 20
заперта.
При повышении давления в системе нагнетания насоса 5 до
значения, соответствующего давл*ению настройки пружины 19,
шарик 26 отжимается, соединяя камеру 25 через канал 28 с ба-
ком. Небольшое количество масла из полости 21 имеет возмож-
ность сливаться в бак через демпфер 24 и камеру 25. При проте-
кании масла через камеру 24 между проточками 21 и 22, с одной
стороны, и полостью 25, с другой стороны, создается перепад
давлений, который, действуя на всю рабочую площадь золотни-
ка 23 (в проточках 21 и 22), отжимает его вверх (по схеме),
преодолевая силу пружины 27. При этом проточка 20 соединяется
с проточкой 29 и каналом 28, через который основной объем ма-
сла, нагнетаемого насосом 5, сливается в бак. В системе нагне-
тания насоса 5 сохраняется давление, на которое настроена
пружина 19.
Схема Панели позволяет, в случае необходимости, разгружать
на бак оба насоса путем соединения камеры 25 с помощью спе-
циального крана или золотника с баком. В этом случае давление
в системе нагнетания насоса 5 будет определяться только силой
пружины 27. Золотник 14 пружиной 13 переместится в положе-
ние, показанное на схеме. Масло, нагнетаемое насосом S, будет
свободно сливаться в бак через обратный клапан 3 и полости 20
и 29 золотника 23.
На рис. 22 представлена схема разделительного устройства
конструкции СКВ-Г. Устройство включает предохранительный
клапан 1 насоса высокого давления, обратный (разделительный)
клапан 2 и предохранительный клапан 3 насоса быстрых ходов.
Шариковые регуляторы давления обоих предохранительных кла-
панов имеют одинаковую конструкцию, золотники клапанов —
различную. В корпусе предохранительного клапана 1 добавлена
проточка 4, соединенная каналом 5 с проточкой 6 клапана <?, а у
золотника 7 клапана дополнительно сняты две симметрично рас-
положенные лыски 8. В отличие от разделительной панели, пока-
занной на рис. 21, разгрузка насоса быстрых ходов 9 (рис. 22) на
бак производится не непосредственно от повышения давления в
цилиндре после его остановки на упоре, а от происходящего при
этом перемещения золотника 7.
При подъеме шарика 10 аналогично описанному выше, появ-
ляется перепад давления через демпфер 11, вследствие чего зо1
лотник 7 перемещается вверх (по схеме), соединяя проточку 12
60
с протечкой 13 и с баком. Одновременно через проточку 13 с ба-
ком соединяются проточки 4 и 6. Благодаря отверстию малого
диаметра 15 между полостью 14 и проточкой 6 появляется пере-
пад давлений, под действием которого золотник 16 перемещается
вверх (по схеме), соединяя полость 14 с проточкой /7 и с баком.
Назначение шарикового датчика предохранительного клапана
3 — ограничивать давление в системе нагнетания насоса 9 при
Рис. 22. Гидравлическая схема разделительного
устройства конструкции СКБ-1
быстрых ходах и в момент срабатывания клапана /. Подбором
пружины 18 можно создать в системе нагнетания насоса 9 (при
его разгрузке) небольшое — порядка 2—10 бар — подпорное дав-
ление, необходимое в некоторых случаях для управления работой
распределительных золотников или других вспомогательных ме-
ханизмов системы гидропривода.
При необходимости насос высокого давления 19 можно раз-
гружать путем соединения проточки 20 через канал и резьбовое
соединение 21 с баком через дополнительный золотник.
Системы управления работой сдвоенных насосов высокого и
низкого давления с применением описанных разделительных
устройств нашли широкое применение в гидросистемах зажим-
ных, транспортных и других устройств агрегатных станков и ав-
томатических линий.
В гидросистемах агрегатных станков и автоматических линий,
где один сдвоенный насос с соответствующими распределитель-
ными и дроссельными устройствами применяется для привода
61
двух или более независимо работающих механизмов, повышение
давления в цилиндре одного из них не может быть использовано
для подачи команды на разгрузку насоса быстрых ходов.
Рис. 23. Гидравлическая схема управления разгрузкой насоса быстрых
ходов с помощью вспомогательных золотников
На рис. 23 показала гидросхема управления разгрузкой насо-
са быстрых ходов с помощью последовательно соединенных вспо-
могательных золотников. Здесь / и 2 — распределительные зо-
лотники, управляющие работой соответствующих механизмов;
62
3 и 4—вспомогательные золотники управления. Полость 5 предо*
хранительного клапана насоса быстрых ходов сообщается с ба-
ком через последовательно соединенные проточки 6, 7, 8 и 9 зо-
лотников 3 и 4.
При осуществлении обоими механизмами рабочих опера-
ций— зажима, рабочей подачи и т.п., производимых насосом
высокого давления, или при неподвижном положении механизмов
электромагниты 10 и 11 обесточены и золотники /, 2, 3 и 4 зани-
мают левое (по схеме) положение; при этом полость 5 предохра-
нительного клапана соединена с баком и насос быстрых ходов
разгружен.
При включении быстрого подвода или отвода любого из ме-
ханизмов включается соответствующий электромагнит, например,
10, Золотник 3 сообщает с давлением торец распределительного
золотника /, перемещая его в правое (по схеме) положение. Од-
новременно золотник 3 своим буртиком перекрывает проточку 9
и разгрузка насоса 12 на бак прекращается.
Проточки 6. 7, 8 и 9 в некоторых случаях, для упрощения кон-
струкции золотников управления и уменьшения сил трения, целе-
сообразно выполнять непосредственно в корпусах распредели-
тельных золотников 1 и 2, Принцип разгрузки при этом не ме-
няется.
В гидросистемах автоматических линий с большим количест-
вом последовательно работающих групп цилиндров, обслуживае-
мых одним сдвоенным насосом, целесообразно применять элек-
трическую систему управления разгрузкой насоса быстрых хо-
дов.
При этом в разделительной гидропанели имеется вспомога-
тельный золотник разгрузки с электромагнитом, включаемым
только на то время, в течение которого в систему нагнетания не-
обходимо подавать масло от насоса низкого давления. По окон-
чании быстрого перемещения механизмов электромагнит выклю-
чается, и насос низкого давления разгружается в бак через про-
точки золотника разгрузки (подробнее см. раздел 1 главы IV).
Значительного снижения потребной мощности гидроприводу
можно достигнуть применением пневмогидравлического аккуму-
лятора, обслуживающего операции, требующие кратковременных
больших расходов масла с пониженным давлением, перемежаю-
щихся более длительными периодами, в течение которых в систе-
ме нагнетания должно поддерживаться высокое давление.
На рис. 24 приведена принципиальная схема насосного агре-
гата с аккумулятором /, воздушная полость 2 которого отделена
от полости 3, заполненной маслом, поршнем 4,
При осуществлении операций, требующих больших расходов
масла, последнее подается в систему по трубопроводу 5 как от
насоса 6, таки из полости 3 аккумулятора. При этом аккумулятор
разряжается. По окончании операций быстрых ходов насос 6 че-
63
рез обратный клапан 7 производит зарядку аккумулятора до дав-
ления настройки предохранительного клапана 8. При длительных
перерывах в работе насос после окончания зарядки аккумулятора
можно разгрузить в бак. С этой целью вместо предохранитель-
ного клапана 8 в систему встраивается разгрузочный золотник 1
(рис. 25), датчик которого соединен непосредственно с полостью
2 аккумулятора.
Рис. 24. Принципиальная
гидравлическая схема на-
сосного агрегата с аккуму-
лятором
Рис. 25. Принципиаль-
ная гидравлическая схе-
ма с разгрузкой аккуму-
лятора
В тех случаях, когда .для выполнения рабочих операций (на-
пример, зажима) требуется относительно высокое давление, а
для осуществления кратковременных быстрых ходов требуется
большой расход масла с пониженным давлением, то во избежа-
ние чрезмерного усложнения конструкции аккумулятора, который
должен был бы обеспечивать большой расход масла и при этом
быть рассчитанным на высокое давление, гидросхема зажима
строится с применением аккумулятора 1 и двух насосов 2 и 3
(рис. 26), один из которых (2) предназначен для зарядки акку-
мулятора /, а другой (3) служит для поддержания высокого дав-
ления в системе зажима. При быстром подводе поршней цилинд-
ров зажима 4 к обрабатываемым заготовкам масло в гидросисте-
му поступает как от аккумулятора, так и от обоих насосов с
пониженным давлением. По окончании зарядки аккумулятора 1
насос 2 разгружается на бак посредством разгрузочного золотни-
64
ка в панели управления 5, как было указано выше (см. рис. 25).
Назначение обратного клапана 6 не допускать раскручивания
насоса 3 цри неработающем гидроприводе.
Несмотря на очевидные выгоды установки гидропневматиче-
ских аккумуляторов в гидросистемах агрегатных станков и, в осо-
бенности, автоматических линий, они не нашли широкого приме-
нения, главным образом, из-за трудностей герметизации воздуш-
Рис. 26. Принципиальная гидравлическая схема насосно-
го агрегата с аккумулятором и двумя нафсами
ной полости аккумулятора и необходимости 1в связи с этим
периодической его подзарядки воздухом с давлением, значитель-
ио превышающим давление в заводских сетях.
Выбор и расчет емкости и толщины стенок аккумулятора при-
ведены в работе [3].
3. МЕТОДЫ КОНТРОЛЯ И УПРАВЛЕНИЯ ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬЮ
ОПЕРАЦИЙ ГИДРОФИЦИРОВАННЫХ МЕХАНИЗМОВ
Наиболее рациональная система контроля последовательно-
сти операций механизмов, приводимых гидроприводом, выби-
рается на основе анализа заданной циклограммы работы агрегат-
ного станка или автоматической линии с учетом особенностей
работы каждого их механизма.
Цикл работы многих агрегатных станков состоит из различ*
ных сочетаний следующих основных переходов:
зажим обрабатываемой заготовки;
3 Л. С. Брон. Ж. Э. Тартаковский 65
быстрый подвод силовой головки к обрабатываемой заго-
товке;
рабочая подача силовой головки;
быстрый отвод силовой головки по окончании обработки;
остановка («Стоп») силовой головки в исходном положению
на время, необходимое для отжима, загрузки и зажима следую*
щей заготовки и т. д.
В таком и аналогичных циклах должна быть выдержана стро-
гая последовательность переходов, так как быстрый подвод го-
ловки должен быть начат только после зажима заготовки, отжим
заготовки может быть произведен только после отхода и оста-
новки силовой головки в исходном положении и т. п.
В агрегатных станках и автоматических линиях нашли при-
менение три основных метода контроля и управления последо-
вательностью переходов, выполняемых отдельными гидрофици-
рованными механизмами: по пути, по давлению и по времени.
Как показала практика эксплуатации автоматизированного
металлорежущего оборудования, контроль по пути, при котором*
команда на последующий переход дается от датчика, включае-
мого механизмом, завершившим движение предыдущего пере-
хода, является необходимым и наиболее надежным средством,
обеспечивающим заданную последовательность работы механиз-
мов. При таком способе контроля и управления исключается*
влияние изменения скоростей движения гидрофицированных
механизмов (вследствие утечек, меняющихся с температурой
и нагрузкой и изменения давления в гидросистеме) на четкость
последовательного выполнения переходов; изменение скоростей
движения механизмов может лишь несколько изменить темп
работы станка или автоматической линии.
В качестве датчиков, сигнализирующих о завершении движе-
ния органа станка и дающих команду на включение следующего-
перехода цикла, применяются гидравлические путевые золот-
ники, гидравлические золотники управления и электрические
конечные выключатели.
Выбор типов датчиков, контролирующих последовательность
работы механизмов, приводимых гидроприводом, рассматри-
вается далее применительно к конкретным гидросистемам. Здесь
приводятся некоторые общие положения, характеризующие дат*
пики различных типов.
Применение в качестве датчиков гидравлических путевых
золотников упрощает электрическую схему станка, однако боль-
шей частью это ведет к значительному удлинению трубопроводов
гидропривода из-за того, что путевые золотники должны быть
расположены вблизи тех механизмов, работу которых они конт-
ролируют.
Кроме того, гидравлические системы с контролем путевыми
золотниками получаются, как правило, весьма сложными. Так.
66
для рассмотренного выше цикла команда на отжим заготовки
должна быть подана путевым золотником при приходе силовой
головки в исходное положение. В этом же положении головки,
т. е. при путевом золотнике, нажатом в положении «Отжим»,
должна быть подана и осуществлена команда на зажим заго-
товки. Для осуществления этого в гидросхёму должны быть
встроены дополнительные переключающие золотники.
Применение в качестве датчиков гидравлических путевых
золотников управления (золотников-пилотов) несколько умень-
шает количество и сечение труб, прокладываемых по станку или
линии. Через эти золотники проходит трлько вспомогательный
поток масла, с помощью которого производится переключение
основных распределительных золотников гидропривода. Труд-
ности блокировки отдельных переходов цикла при этом не умень-
шаются (схемы и конструкции путевых и распределительных
золотников рассмотрены ниже в разделе 5 этой главы).
Наиболее универсальными и приемлемыми для применения
в системах управления гидроприводов агрегатных станков и
автоматических линий являются электрические конечные выклю-
чатели, дающие при нажатии на них подвижными кулачками
управления электрические сигналы о завершении соответствую-
щего перехода, цикла работы механизма.
Применение в качестве датчиков электрических конечных
выключателей позволяет создавать гибкие и работоспособные
системы управления, в которых возможно осуществлять надеж-
ную последовательность и блокировку отдельных переходов. ;
Контроль конечного положения механизмов по давлению с
использованием в качестве датчиков напорных золотников, гид-
равлических или гидроэлектрических реле давления, реагирую-
щих на изменение давления в гидросистеме, может быть реко-
мендован для сравнительно простых циклов работы с небольшим
количеством переходов (гидроэлектрические реле давления
используют изменение давления в гидросистеме при остановке
механизмов в конечных положениях для включения контактов,
механически связанных с реле электрических конечных выклю-
чателей). В гидравлических системах с более сложными цик-
лами работы из-за трудностей, связанных с необходимостью
поддерживать достаточные величины и постоянство перепадов
давлений в отдельных звеньях гидросистемы, четкость работы
гидропривода с этими датчиками не всегда выдерживается.
Кроме того, на четкость срабатывания реле давления в неко-
торых случаях значительно влияют внутренние утечки в гидро-
системе, особенно при малых расходах масла (в механизмах
подачи), когда величина утечек сопоставима с расходом масла.
На выбор системы контроля (по пути или по давлению) в
некоторых случаях влияет требуемая точность подачи команды
при остановке механизма. Например, при сверлении силовой
3* 67
головкой сквозных отверстий предпочтительным является конт-
роль по пути, как более простой. При обработке глухих отвер-
стий или торцовых поверхностей, где головка в конце хода ста-
новится на мертвый упор для выдерживания точного размера по
глубине, может быть применен контроль по давлению.
В системах зажима контроль по давлению является практи-
чески единственным надежным способом, гарантирующим
команду на подвод силовых головок лишь после достижения
заданного давления в рабочих полостях всех гидроцилиндров
зажима.
Контроль по времени в гидросистемах агрегатных станков и
автоматических линий применяется значительно реже контроля
по пути и по давлению вследствие возможной нестабильности
(по времени) отдельных переходов цикла.
Однако контроль по времени с помощью электрических реле
времени сохраняет свое значение и применяется в тех случаях,,
когда требуется дать возможность режущему инструменту зачи-
стить обрабатываемую поверхность («выхаживание») после
остановки механизма станка на упоре (в этих случаях команда
на включение реле времени дается либо реле давления, либо
непосредственно конечным выключателем).
Кроме того, реле времени можно применять и в других слу-
чаях, например, для ограничения величины промежуточного
хода головки при сверлении глубоких отверстий и т. п.
В некоторых механизмах, таких как самодействующие гид-
равлические силовые головки, где гидропривод монтируется в
корпусе головки и перемещается вместе с ним, целесообразно
применение комбинированного электрогидромеханического при-
вода управления работой головки. В этих системах общие для
' всего станка или автоматической линии электрические команды
(например, на пуск головок вперед) осуществляются электро-
магнитами, а переключение на рабочие подачи и в некоторых
случаях отвод осуществляются механическими кулачками, непо*
средственно воздействующими на золотники гидропанели.
4. ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА НЕСКОЛЬКИХ
ГИДРОЦИЛИНДРОВ '
Рассмотрим основные положения, определяющие выбор
системы питания при одновременной и последовательной работе
нескольких цилиндров, обслуживающих зажимные, перегрузоч-
ные, транспортные и другие вспомогательные механизмы агре-
гатных станков и автоматических линий.
Особенностями работы этих механизмов являются:
а) отсутствие необходимости в процессе эксплуатации обору-
дования регулировать скорость их перемещения;
б) отсутствие значительных колебаний нагрузки.
68
На рис. 27, а, б, в приведены принципиальные гидравлические
схемы питания двух одновременно работающих цилиндров от
одного общего насоса.
Обозначим: рн—давление настройки предохранительного
клапана;
—производительность насоса;
и Т?2 — нагрузки на поршни 1 и 2 с учетом сил
трения;
Fi и F2 — рабочие площади поршней цилиндров.
Рассмотрим условия движения поршней цилиндров. Давле-
ние, необходимое для движения порШня 1 цилиндра I р\ =—-
Л
п
и поршня 2 цилиндра II р2~ —• Примем, что Р1>Р2.Тогда при
*2
настройке предохранительного клапана на давление PH>pF>P2
Рис. 27. Принципальные
гидравлические схемы питания двух цилинд-
ров от одного насоса
первым начнет перемещаться поршень второго цилиндра со ско-
ростью 02=—^-Давление во всей системе нагнетания при этом
Л
будет равно рг. Поршень первого цилиндра начнет перемещаться
Qh
со скоростью ——лишь после окончания перемещения порш-
Fi
ня второго цилиндра при повышении давления в системе нагне-
тания до значения рь
При остановке поршня первого цилиндра давление в системе
нагнетания повысится до значения ptt.
При этом имеется в виду, что давления р\ и Рг не зависят от
скорости перемещения поршней. Практически из-за сопротивле-
69
ний в трубопроводах давления р\ и р% при движении поршней
не остаются постоянными, что может привести при некоторых
соотношениях сопротивлений трубопроводов к одновременному
перемещению поршней с разными скоростями.
В произвольной последовательности будет происходить пере-
мещение поршней любого количества цилиндров, питаемых от
одного общего насоса. Такая очередность перемещений поршней
цилиндров обычно допускается в гидравлических зажимных
устройствах. В этих устройствах перемещаемые цилиндрами
массы невелики и, следовательно, как правило, нет опасности
возникновения сильных инерционных ударов при их остановке
после перемещения с повышенными (против расчетных) скоро-
стями движения, имеющими место при последовательной работе
цилиндров. При значительных перемещаемых гидроцилиндром
массах следует предусматривать ограничение скорости переме*
щения поршней гидроцилиндров либо на всей длине хода, либо
только в конце хода.
Производительность насосов в зажимных устройствах под-
считывается из условий выполнения операции в заданное вре-
мя Т мин по формуле
SFZ
-— л/мин,
где Sf7— сумма произведений рабочих площадей поршней ци-
линдров F на длины I их ходов (т. е. суммарный
заполняемый объем цилиндров).
Синхронизация перемещений поршней цилиндров гидравли-
ческих устройств агрегатных станков и автоматических линий
достигается несколькими способами, выбор которых опреде-
ляется конкретными условиями работы механизма.
Наиболее простым, однако, наименее точным способом вы-
равнивания скоростей перемещения механизмов, приводимых
гидравлическими цилиндрами, является применение гидравли-
ческих сопротивлений в виде калиброванных отверстий посто-
янного сечения, имеющих малую длину, — сопротивлений диа-
фрагмового типа.
На рис. 28 показаны рабочий чертеж гидравлического со-
противления диафрагмового типа (рис. 28, а) и монтаж его в
трубопроводе (рис. 28,6). Сопротивление выполнено на базе
нормализованной пробки. При условии, что длина калиброван-
ного отверстия не превышает 0,3 лмспри диаметре d^A мм,
расход масла через него практически мало зависит от темпе-
ратуры, а следовательно, и от вязкости масла, и может быть
определен по формуле (10).
В табл. 13 приведены подсчитанные по формуле (10) значе-
ния расхода масла через диафрагмовые сопротивления диамет-
ром 1 -^3,5 мм в зависимости от перепада давлений Ар бар.
70
Возвращаясь к рис. 27, видим, что для одновременного дви-
жения поршней обоих цилиндров необходимо, чтобы давления
в магистралях а и б были одинаковы и равны рь
Так как по условию pi>p2, то для выравнивания давлений
в магистраль б (рис. 27,6) необходимо ввести дополнительное
гидравлическое диафрагмовое сопротивление 5, диаметр кото*
рого определится по табл. 13 в зависимости от величин Арг—
— Pi—Р2 и Q2 (Q2— расход масла в цилиндре II),
К цилиндру
Диафрагмовое
сопротивление
Рис. 28. Гидравлическое диафрагмовое сопротивление:
а — рабочий чертеж диафрагмового сопротивления, б — диаф-
рагмовое сопротивление, встроенное в трубопровод
Очевидно, что введением сопротивления в магистраль б
можно осуществить одновременные движения поршней обоих
цилиндров как с одинаковыми, так и с различными скоростями.
Значения расходов масла Q при этом определяются из следую*
щих соотношений:
Qi “ ^1^1»
Qg = V%P2?
” Qi +
Если заданные скорости перемещения поршней цилиндров
таковы, что необходимый суммарный расход масла меньше
производительности насоса (т. е. Qi + Q2<QJ, то диафрагмы
должны быть встроены в обе магистрали пи б (рис. 27,в). При
этом диаметр диафрагмового сопротивления 4, встраиваемого
в магистраль а, подбирается по табл. 13 в зависимости от вели-
чин Др!=рм—pi и Qi, а диаметр диафрагмового сопротивле*
ния 5, встраиваемого в магистраль б, — в зависимости от вели-
чин Ар2 = р«—р2 И Q2.
Применением гидравлических диафрагмовых сопротивлений
можно осуществить распределение потоков масла и для боль*
71
Таблица 13
Расход масла через диафрагмовые сопротивления
Перепад давле-
ний др в бар
10
20
25
30
35
40
45
50
2
3
5
8
Диафрагмовое
сопротивление
Диаметр d в мм Площадь сечения f В Л1Л12 Расход масла Q в л/мин
1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 2,0 2,5 . 3,0 3,5 0,78 0,95 1,13 1,33 1,54 1,77 2,5 3,14 4,0 4,9 6,0 7,1 9,6 12 15 18 20 22 25 30 35 40 0,7 0,8 -1,0 1,1 1,3 1,5 2,1 2,7 3,4 4,2 5,1 6,0 8,1 10 13 15 17 19 21 25 30 34 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,6 3,3 4,1 5,1 6,2 7,4 10 12 16 19 21 23 26 31 36 41 1,0 1,3 1,5 1,8 2,1 2,4 3,3 4,2 5,3 6,5 8,1 9,5 13 16 20 24 27 30 34 40 47 54 1,3 1,6 1,9 2,3 2,6 3,0 4,2 5,3 6,8 8,3 10 12 16 20 25 31 34 37 42 51 60 68 1,5 1.8 2J 2,5 2,9 з.з 4,8 6,0 7,6 ?'3 14 18 23 28 34 38 42 47 57 66 76 1,8 2,2 2,6 3,1 3,6 4,1 5,8 7,3 9,3 11 14 17 22 28 35 42 46 51 58 70 2,1 2,5 з,о 3,6 4,1 4,8 6,7 8,4 11 13 16 19 26 31 40 48 53 59 64 80 2,4 2,9 3,4 4,0 4,6 5,3 7,5 9,4 12 15 18 21 29 36 45 54 60 66 75 2,6 3,1 3,7 4,4 5,1 5,8 8,2 11 13 16 20 23 32 39 49 59 66 72 2,9 3,4 4,0 4,7 5,5 6,4 9,1 12 15 18 22 26 35 42 53 64 71 3,0 3,6 4,3 5,0 5,8 6,7 9,5 12 15 19. 23 27 37 45 57 68 76 3,1 3,8 4,5 5,3 6,2 7,1 10 13 16 20 24 28 39 48 60 72 3,3 4,0 4,8 5,6 6,5 7,5 11 14 17 21 26 30 41 51 64 76
шего числа цилиндров, питаемых от одного общего насоса. При
разработке конкретных гидросистем следует, однако, иметь в
виду, что сохранение постоянства расходов масла, а следова-
тельно, и скоростей движения механизмов, приводимых гидро-
цилиндрами, зависит от стабильности значений сил, преодоле-
ваемых цилиндрами.
Неодинаковая приработка направляющих, износ уплотняю-
щих колец и другие факторы могут с течением времени изме-
нить соотношения между этими силами, а это может стать при-
чиной нарушений синхронизированной работы цилиндров.
Надо также помнить, что скорости движения поршней могут
изменяться и при изменении утечек мимо уплотнений поршней.
Эти обстоятельства ограничивают область применения диафраг-
мовых сопротивлений.
72
Более универсальны регулируемые гидравлические сопро-
тивления— дроссели, встраиваемые в гидропанели или непо-
средственно в трубопроводы и позволяющие регулировать рас-
ход масла в процессе эксплуатации гидроприводов.
Следует учитывать особенность применения дросселей в
гидросистемах транспортных устройств, направления движения
которых изменяются с помощью реверсивных золотников. Про-
ходное сечение дросселя устанавливают исходя из скорости
рабочего хода транспортера (вперед) с заготовками (опреде-
ляемой временем, заданным циклограммой работы) с перепа-
дом давлений через дроссель:
ДР1 = рн—р»
где Рн — давление настройки предохранительного клапана
гидросистемы;
/?1 — давление в передней полости цилиндра транспортера
при рабочем ходе (вперед) с заготовками.
При холостом ходе транспортера (назад) давление в задней
полости р2, необходимое для его перемещения, обычно значи-
тельно меньше давления ри тогда перепад давления через дрос-
сель —р2)>Арь вследствие чего через дроссель может
пройти значительно больше масла, поэтому скорость транспор-
тера при холостом ходе (назад) может быть выше скорости его
рабочего хода (вперед).
Соотношение скоростей рабочего и холостого ходов транс-
портера для различных типов и соединений гидроцилиндрсв
при дросселировании на входе в зависимости от давления на-
стройки предохранительного клапана рн и давления в передней
полости цилиндра транспортера pi при рабочем ходе приведено
в табл. 14.
При одновременной работе двух цилиндров в противополож-
ных направлениях (если один совершает рабочий ход, а дру-
гой — холостой ход) перепад давления на дросселе цилиндра,
совершающего холостой ход, может оказаться настолько боль-
шим, что все масло, нагнетаемое насосом, пойдет в этот
цилиндр, вследствие чего сначала произойдет его перемещение,
а затем перемещение цилиндра, совершающего рабочий ход.
Это обстоятельство необходимо учитывать при разработке цик-
лограмм работы автоматических линий и при выборе произво-
дительности насосов.
В случае недопустимости большой разницы скоростей
рабочего и холостого ходов транспортера скорость необходимо
регулировать с помощью рассмотренных выше регуляторов ско-
рости с постоянным перепадом давления через дроссель.
Принципиальную гидросхему на рис. 27, б можно применить
•и для привода двух цилиндров, последовательно работающих
от одного насоса. При этом следует учитывать изменения дав-
73
Таблица 14
Соотношение скоростей (aj рабочего (vpa6.x ) и
холостого (vxoa.x | ходов транспортера
Pi в барах
10
18
20
25
28
30
32
35
Тип гидроцилиндра
Рн
в барах
vpa6. х
cl= —---------при р,=54*7 бар
20 1,2 1,4 1,7
25 Диффере н циал ь- 1,1 1,2 1,4 1,7 2,0
30 ный цилиндр с 1,1 1,2 1,3 1,4 1,6 1,8 2,2 -
35 дифференциаль- 1,1 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,7 2,0 2,4
40 ным соединением 1,1 1,1 1,2 1,2 1,3 1,4 1,5 1,7 1,9 2,1 2,6
*
-м 1
20’ 2,4 2,7 3,4
25 Дифференциаль- 2,3 2,5 2,8 3,3 4,0 -
30 ный цилиндр с 2,2 2,4 2,6 2,9 3,2 3,5 4,4
35 недифферен циаль- 2,2 2,3 2,4 2,6 2,8 3,0 3,4 4,1 4,9
40 ным соединением 2,1 2,2 2,3 2,5 2,6 2,8 3,0 3,4 3,7 4,2 5,3
20 1,6 1,8 2,2
25 1,5 1,6 1,8 2,2 2 6 —
30 Недйфференциаль- 1,4 1,5 1,7 1,9 2,0 2,3 2,9
35 ный цилиндр 1,4 1,5 1,6 1.7 1,8 1,9 2,2 2,7 3,2 —— 1
40 J 1,4 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8 2,0 2,2 2,4 2,7 3,4
может быть больше
скорость холостого хода не
Примечания; Г. Максимальная <— ~-------- ---------
скорости, определяемой полной производительностью насоса.
2. Соотношение площадей .передней и задней полостей недифференциального ци-
линдра равно 4:3. ..
ления в системе нагнетания, наблюдающиеся при остановке и
в процессе движения поршней цилиндров.
При неподвижных поршнях цилиндров давление в магистра-
лях а и б равно^ рн— давлению настройки предохранительного
клапана.
В процессе движения поршня цилиндра II после пере-
ключейия реверсивного золотника 6 (см. рис. 27,6) давление
в магистрали б упадет до значения = — .Назначение диафраг-
мового сопротивления, встроенного в магистраль б, — не допу-
скать (в случае необходимости) падения давления в магист-
рали а и, следовательно, в передней полости цилиндра I ниже
заданного значения р2 В этом случае диаметр диафраг-
мового сопротивления можно (аналогично предыдущему) найти
по табл. 13.
74
S. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ЗОЛОТНИКИ
Распределение потоков масла и их переключение в соответ* *
ствии й заданной последовательностью переходов цикла в гид-
роприводах агрегатных станков и линий осуществляется с
помощью двух-, трех-, четырех-, и пятипозиционных распреде-
лительных золотников с механическим, гидравлическим или гид-
роэлектрическим управлением.
Сила, необходимая для перемещения золотника, опреде*
ляется силой его трения.
При работе золотниковых пар воздействие одностороннего
давления масла, проникающего в зазоры между золотником и
гильзой, ведет к защемлению золотника. Сила защемления
зависит от рабочего давления1, диаметра золотника, площади
поверхности золотника, находящейся под давлением, времени
выдержки золотника под давлением, а также в большой сте-
пени от качества пригонки золотниковой пары: правильности
геометрической формы золотника и отверстия, величины рабо-
чих зазоров и т. д.
Когда золотник находится в состоянии покоя под давлением
масла, с течением времени в месте соприкосновения поверхно-
сти золотника с корпусом под действием неуравновешенных
радиальных сил масляная пленка разрушается и возникает
сухое трение, вследствие чего сила, необходимая для смещения
золотника, возрастает.
Интенсивность защемления золотника зависит также от фи-
зико-молекулярных свойств масла и связана с явлением зара-
щивания (облитерации) щели адсорбированными на поверхно-
сти детали поляризованными молекулами. При облитерации
поверхности гильзы и золотника сращиваются слоями молекул
масла и чтобы стронуть золотник с места необходимо приложить
усилие, способное разрушить прослойку из молекул, связываю-,
щую поверхности гильзы и золотника2.
Для уменьшения силы защемления на поверхности золот-
ника резцом наносят кольцевые канавки шириной 0,2—0,3 мм
и глубиной 0,3—0,4 мм с шагом 2—5 мм, по которым масло
обтекает золотник по наружной поверхности, что уменьшает
величину неуравновешенных сил.
В табл. 15 приведены значения сил, обеспечивающих надеж-
ное перемещение золотников, применяемых в гидросистемах
агрегатных станков и автоматических линий, при пребывании
их в течение длительного времени под воздействием давления
1 По данным проф. Т. М. Башта [1], сила, необходимая для смещения зо-
лотника с места, растет по мере роста давления до 100—150 бар, л затем
уменьшается.
* Более поздними исследованиями установлено существенное влияние на
силы защемления золотниковых пар степени фильтрации масла.
75
до 100 бар. Эти табличные данные получены по результатам
испытаний и опыта эксплуатации большого количества распре-
делительных золотников различных типов с отношением длины
к диаметру в пределах 3—5.
Уплотнение золотниковых пар достигается путем их изготов-
ления с малыми зазорами между сопрягаемыми деталями и вы-
соким качеством поверхностей, а также посредством достаточ-
ной величины перекрытий.
15
Силы, необходимые для
перемещения золотников
Диаметр золотника в мм Сила, необхо- димая для перемещения золотника Максимальное отношение длины золот- ника к диа- метру
в н в кГ
5 2,5 0,25 3
10 5,0 0,5 3
16 15 1,5 3,5
20 20 2 4
25 30 3 5
30 40 4 5
35 50 5 5
Длину перекрытий можно брать
равной 1,5—2 мм для золотни-
ков диаметром до 10—12 мм,
4—5 мм для золотников диа-
метром до 20—25 мм и 6—8 мм
для золотников диаметром
25—40 мм, применяемых в си-
стемах управления, зажима и
др., где утечки в золотниках
не влияют на работу гидропри-
вода.
Для распределительных зо-
лотников, управляющих рабо-
той гидроприводов подачи с
минимальным расходом масла
до 100 см? Iмин, рекомендуется
длина перекрытий не менее
8—10 мм.
Утечки масла через концен-
тричные кольцевые зазоры, образованные поверхностью золот-
ника и отверстием корпуса или гильзы, для масел «Индустриаль-
ное 20» и «Индустриальное 12» обычно рекомендуется рассчи-
тывать по формуле
AQ — —— м?)сек,
12 р./
где Др — перепад давления через щель в н/м2-,
б — диаметральный зазор в м\
d — номинальный диаметр золотника в м;
/ — длина перекрытия в м;
ц —динамическая вязкость масла в н-сек!м2, (1 пуаз =
= 0,1 н-сек!м2).
При расчетах утечек через эксцентричные кольцевые зазоры
значения, полученные по формуле (22), рекомендуется увели-
чивать в 2,5 раза.
Эксперименты, проведенные для уточнения зависимости уте-
чек минеральных масел «Индустриальное 12» и «Индустриаль-
ное 20» через щелевые зазоры распределительных золотников
с учетом качества и геометрии притираемых поверхностей зо-
лотниковых пар, применяемых зазоров и соответствующей
эксплуатационным условиям частоты их переключений, показа-
76
(22)
ли, что при номинальных диаметральных зазорах золотниковых
пар ^0,01—0,03, давлениях 10—60 бар и температуре масла
20—55 °р наблюдается значительный разброс значений величин
утечек в пределах от близких к расчетным (подсчитанным для
эксцентричного зазора) до величин, превышающих расчетные
в 2—6 раз. Возможной причиной этого разброса являются от-
клонения от круглости золотников и отверстий в корпусах. Так,
по замерам, выполненным на приборе для контроля круглости,
отклонения от круглости составили: у серийно изготовляемых
золотников (как отечественных, так и зарубежных)—от 1 до
3,7 мкм *, отверстий в корпусах — от 4 до 20 мкм. Таким обра-
зом, при номинальном зазоре в золотниковой паре~0,015 мм
фактический зазор на отдельных участках по окружности золот-
ника может быть в пределах от 0 до 25 мкм, что сказывается
на фактической величине утечек. Кроме того, как уже указыва-
лось, расход масла при протекании его через щелевые зазоры
не остается постоянным по времени,-а уменьшается в' связи
с явлением зарашивания щелей малого сечения.
Силовые головки агрегатных станков и автоматических ли-
ний часто работают с темпом в 60 и более циклов в час. Это
означает, что в течение одной минуты распределительные золот-
ники гидропанелей подач несколько раз меняют свое положе-
ние, ликвидируя при каждом перемещении эффект заращива-
ния щелевого зазора.
Исходя из изложенного, при расчетах величины утечек в
щелевых зазорах серийно изготовляемых золотниковых пар
можно рекомендовать для диаметральных зазоров порядка
0,01—0,015 мм увеличивать значения утечек (при температуре
масла 40—50°C), подсчитанные по формуле (22),— в 4—6раз,
и для диаметральных зазоров ~ 0,03 мм — в 2—3 раза.
При температуре масла порядка 20 °C отклонения фактиче-
ских утечек от расчетных значительно меньше.
Уплотнения выступающих наружу торцов золотников долж-
ны обеспечивать надежную герметизацию для предотвращения
наружных утечек масла с минимальным трением.
Для золотников диаметром от 12 мм и выше хорошо заре-
комендовали себя воротниковые манжеты, приведенные в
табл. 12. Золотники малого (до 10 мм) диаметра с электромаг-
нитным управлением в некоторых конструкциях уплотняются
резиновыми кольцами круглого сечения 1 (рис. 29,а). Однако,
как показал опыт эксплуатации этих золотников, их герметич-
ность оказывается неудовлетворительной в связи с невозмож-
ностью (вследствие слишком большого трения) давать необхо-
димый натяг на сечение кольца.
На рис. 29,6 показан золотник с электромагнитным управ-
* В Международной системе единиц (СИ) вместо наименования едини-
цы длины микрон (мк) принято наименование микрометр (мкм).
лением, в котором уплотнение толкателя /, связывающего элек-
тромагнит 2 с золотником 3, осуществлено манжетой 4 по
ГОСТу 6969—54. Эта конструкция обеспечивает надежную гер-
метизацию узла с силой трения, не превышающей 3—3,5 н
(«0,3—0,35 кГ) для толкателя диаметром 5,5 мм, при условии,
что полость 5 соединена с баком.
На рис. 30, а показана обладающая небольшим трением
система герметизации электромагнитных золотников фирмы
Геллер (ФРГ) с применением резиновой мембраны 1 с завулка-
Рис. 29. Герметизация золотников с электромагнитным управлением:
а — установкой резинового кольца круглого сечения на золотнике, б — установкой
манжеты по ГОСТу 6969—54 на толкателе
визированным в нее стальным толкателем 2, передающим уси-
лие якоря 3 электромагнита 4 золотнику 5. Конструкция и раз-
меры мембраны приведены на рис. 30, б.
На рис. 31 показан двухпозиционный распределительный
путевой золотник 1 с кулачковым управлением. Золотники
этого типа, в частности, применяются в гидропанелях подачи
пинольных силовых головок. В положении золотника, показан-
ном на схеме, масло из проточки 2 свободно проходит в про-
точку 3 и далее в цилиндр головки. При нажиме скосом кулач-
ка 4 на конусную часть золотника /, последний перемещается
вниз, перекрывая проточку 2. При этом масло может поступать
в цилиндр только обходным путем через регулятор скорости.
Герметизация золотника от наружных утечек производится
резиновыми уплотнительными манжетами (см. табл. 12), уста-
навливаемыми в проточку 5. При этом для уменьшения сил
трения уплотнение разгружается от давленйя посредством про-
точки 6, соединенной каналом 7 и проточкой 8 с баком.
78
На рис. 32 представлена конструкция распределительного
путевого золотника «стреляющего» типа. Золотник 1 переме-
щается быстро в верхнее положение пружиной 2 при выдер-
гиваний кулачком 5 фиксатора 4. В нижнее положение золот-
ник 1 перемещается посредством обратного скоса кулачка 3
при возврате механизма, приводимого гидроцилиндром, в ис-
$55------------
Рис. 30. Герметизация золотника с элект-
ромагнитным управлением посредством
мембраны:
а —конструкция узла уплотнения, б — конструк-
ция мембраны
Рис. 31. Двухпозиционный
распределительный путевой
золотник
ходное положение. Золотники этого типа применяются в некото-
рых гидропанелях механизмов ступенчатых подач и для раз*
грузки насосов на бак по окончании хода цилиндра. Рычажный
механизм 5 с роликом 6 почти полностью разгружает золотник /
от механических боковых сил.
На рис. 33 показан многопозиционный распределительный
золотник 1 с комбинированным кулачковым и электрогидравли-
ческим управлением, применяемый в некоторых типах гидропа-
нелей подачи.
Установка распределительного золотника 1 в крайние поло-
жения а и б осуществляется при подаче масла в полости 2 и 3
плунжерно-реечного механизма 4. Перемещение золотника 1 в
промежуточные положения в, г и д производится последова-
тельно кулачками различной высоты, воздействующими на ро-
79
лик 5. При этом полости 2 и соединены с баком, В каждом
из положений золотник 1 удерживается фиксатором 6. Боковые
силы от кулачков воспринимаются закаленной стальной втул-
кой 7, запрессованной в корпус панели 8,
Недостатки золотников этого типа — необходимость им-
пульсного включения электромагнитов во избежание поломки
упоров и некоторое усложнение электросхемы управления сило-
Рис, 32. Распределительный путе- Рис. 33. Многопозиционный распредели-
вой золотник «стреляющего» типа тельный золотник с комбинированным
управлением
вой головкой вследствие того, что быстрый отвод головки может
производиться только от электрического конечного выключа-
теля.
На рис. 34, а, б показаны нашедшие широкое применение в
гидропанелях подачи конструкции многопозиционных золотни-
ков с гребенкой. Здесь золотник 1 перемещается в крайнее (по
стрелке) положение при подводе масла в полость 2. Во все
остальные положения золотник перемещается пружиной 3 до
упора соответствующей ступени гребенки 4 в зуб фиксатора 5
при перемещении последнего кулачками разной высоты (на
рис. 34 не показаны) через рычажный механизм 6.
Вне зависимости от скорости перемещения кулачков относи-
тельно рычага 6 перемещение золотника 1 при подъеме фикса-
80
Рис. 34. Мяогопозиционные распределительные золотники с гре-
бенками:
д — горизонтальней, § — вертикальны#
тора 5 производится пружиной быстро (за 0,1—0,15 сек). чем
данная система выгодно отличается от показанной на рис. 33,
^обеспечивая более точное по пути переключение золотника,
В предпоследнее верхнее положение фиксатор 5 может быть
-перемещен также с помощью электромагнита либо непосредст»
венно либо через электромагнитный золотник управления и
►поршневое устройство 7.
Для дистанционного управления работой гидрофицирован-
ных механизмов применяются распределительные золотники с
гидроэлектрическим приводом, в которых вспомогательный зо-
лотник, управляемый маломощным электромагнитом, служит
для переключения потоков масла, управляющих главным золот-
ником большого диаметра.
Распределительные золотники с непосредственным электро-
магнитным управлением в настоящее время не находят широ-
кого применения в гидроприводах агрегатных станков и авто-
матических линий вследствие:
а) необходимости применения электромагнитов больших га-
баритов, занимающих много места;
б) значительных инерционных сил, развиваемых якорем
электромагнита при его втягивании, которые с течением вре-
мени разбивают электромагнит и выводят его из строя;
в) повышенных пусковых /токов, требующих мощных кон-
тактных устройств для включения электромагнитов.
На рис. 35 показана гидросхема двухпозиционных распре-
делительных золотников с электрогидравлическим управлением.
51коря электромагнитов 1 и 2 при их включении перемещают
вспомогательные золотники 3 и 4 вправо (по схеме); при этом
полости 5 и 6 распределительных золотников 7 и 8 соединяются
с трубопроводом 9. по которому может подводиться масло из
системы управления с давлением порядка 3—4 бар. достаточ*
ным для перемещения золотников 7 и 8 в правые (по схеме)
положения. При выключении электромагнитов полости 5 и б
соединяются с баком и золотники 7 и 8 под воздействием пру-
жин перемещаются в левые (по схеме) положения.
Применение двух распределительных двухпозиционных зо-
лотников позволяет с помощью двух электромагнитов иметь
четыре комбинации их взаимного расположения, что, с точки
зрения возможностей управления работой цилиндра, соответст-
вует четырехпозиционному распределительному золотнику (см
рис. 33 и 34).
На рис. 36 показана конструкция компактного золотника
управления диаметром 10 мм с малогабаритным электромагни-
том типа ЭМ1 с тяговой силой 15 н («1,5 кГ) при ходе 10 мм
и /75—100%.
В корпусе 1 золотника вместо проточек имеются два про-
сверленных канала 2 и 3. При выключенном электромагните
Я2
•J I
Рис. 35. Двухпозиционные распределительные золотники с электр оги драв л и*
ческим управлением
Рис. 36. Золотник управления с электромагнитом типа ЭМ1
золотник 4 занимает положение, показанное на рис. 36, при
котором канал 2 соединен с баком через окно 5. При включении
электромагнита его якорь 6 через толкатель 7 * перемещает
золотник 4 вправо в положение, где буртик 8 перекрывает
окно 5, а буртик 9 открывает проход маслу из канала <?, по ко-
торому оно подводится к торцу управляемого распределитель-
ного золотника. Буртики 8 и 9 золотника 4 имеют длину всего
«о 2 мм; таким образом, переключение потоков масла может
производиться при ходе золотника 6 мм.
2 1 2
11 3 $ 7 9 13 10 0 12 5
Рис. 37. Гидравлическая схема двухпозиционного распреде-
лительного золотника с электрогидравлическим управлением
Толкатель 7 уплотняется резиновой манжетой 10 по ГОСТу
6969—54 (см. рис. 29,6).
На рис. 37 приведена гидравлическая схема двухпозицион-
ного распределительного золотника с электрогидравлическим
управлением.
Вспомогательный золотник управления 1 диаметром 10 мм
перемещается двумя поочередно . работающими толкающими
электромагнитами 2 типа ЭМ-1. При обесточенных электромаг-
нитах вспомогательный золотник 1 остается в одном из крайних
положений. Распределительный золотник работает следующим
образом.
Масло от насоса поступает к подводу 3, затем через резьбо-
вое отверстие 4 подводится к средней части золотника управ-
ления и далее в одну из торцовых полостей реверсивного золот-
ника 8.
«4
При включении какого-либо электромагнита, например лево-
го, золотник управления перемещается вправо (по схеме).
Масдо, поступающее через подвод 3 и канал 9 к средней
части золотника управления, направляется под правый торец
реверсивного золотника и перемещает его влево. Левый торец
реверсивного золотника соединяется при этом через золотник
управления с баком. Реверсивный золотник имеет внутреннее
сверление 5, по которому масло от подвода 3 поступает в рас-
точку золотника 8 и далее через вывод 6 направляется в зад-
7 9 9 | 10 6 5
Бак
Рис. 38. Гидравлическая схема трехпозиционного рас-
пределительного золотника с электрогидравлическим
управлением
нюю полость цилиндра. Передняя полость цилиндра, соединен-
ная с подводом 7, сообщается золотником 8 с баком (отвер-
стие 10).
При включении правого (по схеме) электромагнита направ-
ление потоков масла реверсируется.
Следует отметить, что золотник можно применить и для
управления работой дифференциального цилиндра. При этом
одно из резьбовых отверстий 6 и 7, соединенных с проточка-
ми 11 и 12, заглушается пробкой, а штоковая полость цилиндра
соединяется непосредственно с магистралью давления. Конст-
рукция этого и других распределительных аппаратов предусма-
тривает возможность отделения системы управления от системы
нагнетания. При этом резьбовое отверстие 4 в корпусе заглу-
шается пробкой, а к отверстию 13 подводится масло от специ-
альной магистрали управления или от системы нагнетания
засоса низкого давления.
На рис. 38 показана гидравлическая схема трехпозиКион-
«ного распределительного золотника с электрогидравлическим
85
управлением. Вспомогательный золотник 1 под воздействием
пружин 2 и 3 устанавливается в среднее положение, при кото^
ром полости 4 и 5 распределительного золотника 6 сообщаются
с баком, вследствие чего золотник 6 пружинами 7 и 8 также
удерживается в среднем положении, показанном на схеме. При
этом, в зависимости от исполнения, золотник может запирать
проточки 9 и 10, либо сообщать их с баком.
При включении одного из электромагнитов, например 11, он
перемещает золотник 1 вправо (по схеме), сообщая с давле-
нием полость 5, вследствие чего золотник 6 перемещается в
крайнее левое (по схеме) положение; при этом полость 4
остается соединенной с баком.
Обе модификации золотника (рис. 37 и 38) собираются в од-
них и тех же корпусах.
Дальнейшего снижения мощности электромагнитов, приме-
няемых в электрогидравлических' золотниках управления, мож-
но достигнуть4 уменьшением диаметров золотников управления
до 4—6 мм, а также использованием систем управления типа
сопло—заслонка. (Эти устройства в станочном гидроприводе
пока распространения не получили).
При составлении циклограмм работы гидрофицированных
механизмов с большим количеством переходов цикла необходи-
мо учитывать время срабатывания гидроэлектрических распре*
делительных золотников tP3» которое включает следующие со-
ставляющие:
tp, з = “F ^2 + (23)
где t\—время перемещения якоря электромагнита золотника
управления;
/2—время разгона распределительного золотника;
/з — время перемещения распределительного золотника с
постоянной скоростью vycm.
Время fi зависит от характеристики электромагнита, массы
золотника управления и сил его трения. По экспериментальным
данным электромагнит переменного тока типа ЭМ-1 с номи-
нальной тяговой силой 15 н (~ 1,5 кГ) при ходе 6—8 мм и
напряжении, равном 0,85 номинального напряжения, переме-
щает золотник управления диаметром 10 мм за 0,03—0,05 сек.
Электромагнит постоянного тока с аналогичной характеристи-
кой перемещает золотник управления за несколько большее
время — порядка 0,06—0,07 сек.
По данным статьи [28] при применении более мощных элек-
тромагнитов время Л может быть снижено до 0,01 сек. Однако»
как было уже указано выше, электромагниты с большими тяго-
выми силами имеют увеличенную массу якоря, а следовательно»
и повышенную кинетическую энергию его (что приводит к уда-
£6
рам при втягивании), а также отличаются повышенной электри-
ческой нагрузкой на контактные устройства.
Время t% определяется решением дифференциального урав-
нения движения двухпозиционного распределительного золот-
ника в период разгона, которое без учета сжимаемости масла
можно представить в следующем виде:
= Б (Ру—ДР1—Др2) — 2%
(24)
откуда
и
уст
G Г dv
g р (Pv — Api — Др2) — ’
о z
(24а)
где G — сила тяжести (вес) золотника;
F — площадь торцов распределительного золотника;
ру —давление масла в системе управления;
ДР1 — потери давления в подводящих каналах и трубопро-
водах системы управления; Api = (pi(v);
Д02 — потери давления в каналах и трубопроводах, соеди-
няющих торцовую камеру золотника с баком; Дрг=
=Фг(^);
. g—ускорение силы тяжести.
В начальный момент движения распределительного золот-
ника Др1~0 и Др2~0; vycm — , где Qp. 3— количество масла,
поступающего в торцовую камеру золотника в единицу времени
при перемещении распределительного золотника с постоянной
скоростью. При наличии избыточной производительности на-
соса величины Qp, 5Ja следовательно, и vycm зависят от давления
в системе управления и сопротивлений в каналах и трубопрово-
дах, имеющих ограниченную пропускную способность.
= — сумма сил сопротивления, действующих на зо-
лотник и направленных против его движения.
— осевая составляющая от силы защемления золотника
давлением. Величина этой силы зависит от качества изготовле-
ния и геометрии поверхности золотника (точнее, ее отклонения
от круглости), частоты расположения разгрузочных канавок,
величины рабочего давления и времени пребывания золотника
под воздействием давления масла.
При трогании золотника с места после длительного пре-
бывания его под воздействием давления значение резко
падает.
—составляющая от реактивной силы динамического по-
тока масла в распределительных окнах. При трогании золот-
87
ника с места значение этой силы невелико и им при практиче-
ских расчетах можно пренебречь. (В процессе дальнейшего
перемещения золотника значение может изменяться как по
величине, так и по направлению в зависимости от величины
закрытия и открытия маслоподводящих окон).
Время t3 перемещения распределительного золотника с по-
стоянной скоростью vycm определяется по формуле
t3 “ ~ “ "п > (25}
s Vycm з
где I — величина хода перемещения золотника с постоянной
скоростью vycm.
На рис. 39 показан типовой график зависимости QP 3 от дав-
ления для золотника управления диаметром 6 мм, построенный
Рис. 39. График зависимо*
сти величины Qp. 3 от дав-
ления
Рис. 40. Осциллограмма
срабатывания двухпозици-
онного распределительного
золотника с электрогидрав-
личееким управлением
по результатам экспериментов. Для золотника управления диа-
метром 10 мм при давлении в системе управления 3 бар
Qp. з =8“ 10 л/мин.
Решение уравнения (24а) затрудняется тем, что величины
/?! и /?2 являются переменными, причем характер их изменения
зависит от многих факторов и поэтому не может быть доста-
точно точно выражен аналитически.
Общее время срабатывания tp, 3 распределительных золот-
ников с электрогидравлическим управлением определялось экс-
периментально. На рис. 40 представлена осциллограмма сраба-
тывания золотника, показанного на рис. 37, на которой отмечен
момент подачи тока к обмотке катушки электромагнита (точ-
ка Д) и момент появления давления в трубопроводе, который
до срабатывания золотника был соединен с баком. Расстояние
от А до Б соответствует времени tp. з- Результаты эксперимен-
тов приведены в табл. 16.
По расчетным и экспериментальным данным, приведенным в
статье [28], время срабатывания распределительного золотника
38
Таблица 16
Время срабатывания
распределительного золотника с
электрогидравлическим управлением
Количество
масла, подво-
димого к
распредели-
тельному
золотнику,
Q в л/мин
Давление на-
стройки пре-
дохранитель-
ного клапана
р в барах
Л/t
Общее вре-
мя сраба-
тывания
распреде-
лительного
золотника
р. з
в сек
3,2 3,5 20 0,14 0,10
36 3,5 20 0,12 0,06
Таблица 17
Время срабатывания
распределительных золотников
с непосредственным
электромагнитным управлением
Диаметр золотника в мм Номинальное усилие элект- ромагнитов постоянного тока *э. м н кГ ^Зремя сраба- тывания *р. з в сек
16 40 4 0,1
25 100 10 0,15
35 125 12,5 0,18
диаметром 64 мм с электрогидравлическим управлением при
давлении в системе управления ру=7 бар составило tPf3 =
— 0,18 сек, в том числе /2 = 0,05/р.3 —0,01 сек.
В табл. 17 приведены данные объединения Гидравлик — Ринг,
(ФРГ) [27] по времени срабатывания распределительных золот-
ников с непосредственным электромагнитным управлением
(с.электромагнитами постоянного тока) при рабочем давлении
до 100 бар.
Как следует из приведенных выше данных, суммарное вре-
мя срабатывания t р. 3 гидроэлектрических распределительных
золотников различных размеров, схем и конструкций в широком
диапазоне условий их работы находится в пределах 0,06—
0,18 сек.
б. ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ АППАРАТУРЫ, ВСТРАИВАЕМЫЕ
В ГИДРОПАНЕЛИ И ТРУБОПРОВОДЫ
Выше были рассмотрены назначение и принципы работы
основных элементов гидравлической аппаратуры — предохрани-
тельных, обратных и других клапанов, дросселей и регуляторов
скорости. В настоящем разделе приводятся конструкции этих
элементов, встраиваемых в гидропанели, применяемые для уп-
равления работой гидроприводов агрегатных станков 'и автома-
тических линий, а также встраиваемых непосредственно в тру-
бопроводы.
На рис. 41, а и б представлены предохранительные клапаны,
предназначенные для поддержания необходимого давления в
гидросистеме, предохранения гидросистемы от перегрузки и
разгрузки насоса на бак со сниженным давлением.
Конструкция и принцип работы обоих клапанов одинаковы
(описание работы предохранительного клапана см. в разделе 2
89
этой главы)'. Взаимно перпендикулярное расположение золот-
ника и шарикового датчика в клапане, показанном на рис. 41, бг
иногда оказывается более удобным при компоновке гидропа-
нелей.
Следует отметить, что при регулировке пружины предохра-
нительного клапана на определенное давление фактический
слив масла через клапан начинается при давлении на 5—10 бар
более низком, чем давление настройки предохранительного кла-
ВБ В
Рис. 41. Предохранительные клапаны и редукционный клапан:
а — предохранительный клапан большого размера с диапазоном регулирования давле
ния 5—100 бар и пропускной способностью до 70 л/мин, б — предохранительный клана»
малого размера с диапазоном регулирования давления 5—65 бар и пропускной способ-
ностью до 18 л/м.ин, в — редукционный клапан с наибольшим рабочим давлением 100 бар,
диапазоном регулирования редуцированного давления 10—50 бар и пропускной способ-
ностью до 50 л[мин. Соединение полостей: А — с баком, Б — с давлением, В — с золот
" ником разгрузки
пана. По мере повышения давления появляются утечки через
шариковый датчик клапана (рис. 41, а), вследствие чего между
полостями Б и В возникает перепад давления, смещающий зо-
лотник клапана,- При этом уменьшается длина перекрытия
золотника и возрастают утечки по зазору золотника из поло-
сти Б в полость Л.
На рис. 42 представлен график зависимости подачи масла в
гидросистему от давления. Пластинчатый насос серии Г12-1
(типа Л1Ф25) работает в комплекте с предохранительным кла-
паном, показанным на рис. 41, а, с наибольшей пропускной спо-
собностью 70 л[мин. Как видно из графика, при настройке дав-
ления в 50 бар, (точка В) слив масла начинается при давлении
44 бар, т. е. на 6 бар ниже. (Расход масла на участке А—Б
уменьшается вследствие снижения объемного к. п. д. насоса при
увеличении давления от 10 до 44 бар).
90
ВНИИГидропривод и другие
совершенствованию конструк-
Рис. 42. Типовой график зависи-
мости подачи масла в гидроси-
стему пластинчатым насосом, ра-
ботающим в комплекте с предо-
хранительным клапаном, от дав-
ления
В связи с тем, что при давлении в гидросистеме, близком
к давлению настройки предохранительного клапана, часть мас-
ла, нагнетаемого насосом, может сливаться через клапан в бак,
что вызовет уменьшение скорости перемещения механизма, це-
лесообразно регулировать предохранительные клапаны там, где
это возможно по условиям работы, на 5—6 бар выше требуе-
мого давления.
В настоящее время ЭНИМС,
организации проводят работы по
ций предохранительных клапанов
с целью уменьшения диапазона
давлений между началом слива
масла в бак и полным открытием
клапана, а также с целью улуч-
шения динамических свойств кла-
панов.
На базе предохранительного
клапана, показанного на рис.
41, а, выполнен редукционный
клапан (рис. 41, в), предназна-
ченный для поддержания в от-
дельных участках гидропривода
давления, уменьшенного по срав-
нению с давлением настройки
предохранительного клапана (на-
пример, в магистралях зажима
или поджима) и не зависящего
от изменения основного давления
в гидросистеме. От насоса масло
поступает в полость 7 и через
кольцевые выточки в полость 3,
которая вместе с полостью 5 соединена с реверсивным золотни-
ком или трубопроводом. Золотник 4 имеет отверстие 6 диамет-
ром « 1,5 мм, через которое масло поступает под шарик 9.
Шарик входит в гнездо 10 и прижат к седлу 2 пружиной 11.
Пока шариковый клапан закрыт, силы давления на золотник 4
справа и слева уравновешены.
При увеличении давления в гидросистеме шариковый клапан
открывается и часть масла перетекает в полость S, соединен-
ную с баком. Благодаря наличию отверстия 6 давление слева
от золотника будет меньше, чем в полости 5, золотник передви-
нется влево и перекроет (полностью или частично) канал 7
подвода масла под высоким давлением.
При понижении редуцированного давления золотник пере-
местится вправо и откроет шире канал 7 подвода масла под
высоким давлением, поддерживая таким образом постоянство
редуцированного давления. Величина последнего определяется
9k
затяжкой пружины И шарикового клапана и регулируется вра-
щением винта 1.
На рис. 43, а представлен клапан противодавления, предна-
значенный для создания противодавления в задней полости
цилиндра силовых узлов при рабочей подаче. Пропускная спо-
собность клапана 50 л!мин, диапазон регулирования противо-
давления 2—8 бар. На рис. 43, б показан этот же клапан про-
тиводавления в сочетании с обратным клапаном, предназна-
ченным для пропуска масла только в одном направлении
(в заднюю полость цилиндра при ходе силового узла назад).
Потеря давления в обратном клапане доходит до 2 бар.
Клапаны работают следующим образом. Полость 2 соеди-
нена с гидроцилиндром, а полости 1 и 4 —с гидропанелью. При
подаче масла в гидроцилиндр золотник 3 обратного клапана
под действием давления .в полости 1 перемещается влево и
соединяет полости 1 и 2. При сливе из гидроцилиндра масло
отводит вправо золотник 3, который запирает полость 1. Одно-
временно золотник 5 клапана противодавления перемещается
влево, сжимая пружину 6 и соединяя полости 2 и 4. Величина
давления масла, переходящего из полости 2 в полость 4, опре-
деляется настройкой, пружины 6 с помощью регулировочного
винта 7.
На рис. 44 представлен дроссель, предназначенный для ре-
гулирования расхода масла, поступающего в цилиндр, посред-
ством изменения проходного сечения 1 при повороте рукоятки 2.
С целью снижения степени влияния вязкости масла на его
расход через дроссель, последний имеет эксцентричную проточ-
ку, приближающую проходное сечение щели к диафрагме. Для
оценки влияния вязкости масла на его расход через дроссель
можно пользоваться вязкостным коэффициентом дросселя
а. =см31мин-\§~§ мР/сек*, (см3/мин-сст), где AQ — изме-
ли
нение расхода масла через дроссель при изменении вязкости
масла на Av-Ю"6 м21сек=\у сст, либо температурным коэффи-
циентом дросселя а- = -^-сл3/лим°С, где АТ —перепад темпе-
ратур в °C.
На рис. 45 показаны графики изменения расхода масла «Ин-
дустриальное 20» и масла повышенной вязкости в зависимости
от температуры (кривые 1а и 2а) и вязкости (кривые 16 и 26)
через дроссель с длиной щели 0,5—0,6 мм, конструкция кото-
рого показана на рис. 44, при изменении температуры от 25 до
50 °C. Значение температурного коэффициента дросселя для
* В единицах СИ.
92
Рис. 43. Клапан противодавления и обратный клапан
Рис. 44. Дроссель малого размера с диапазоном регулирования-
расхода масла 0,08—5 л!мин:
соединение полостей: А — с давлением, Б — с цилиндром, В — дренаж
9S
масла «Индустриальное 20» в указанном диапазоне температур
-можно приближенно считать равным 0,7 см3/мин°С, что соот-
в
Рис. 45. Графики зависимости расхода масла через дроссель по
рис. 44 от температуры и вязкости масла:
кривые 1а и 16 — масло «Индустриальное 20>, кривые 2а и 26 — масло
повышенной вязкости
«етствует увеличению расхода масла не более, чем на 15% при
номинальном расходе 120 см?Iмин. Близкая к прямой кривая 16,
построенная в координатах: вязкость в 10-6 м2!сек (сст) — рас-
*94
ход в СМ3!мин, позволяет определить вязкостный коэффициент
дросселя(а„ =—М,который равен а.= 0,4 см21мин-(10-6мР/сек),.
(см3/мин- сст).
При работе на масле повышенной вязкости (кривая 2а) тем-
пературный коэффициент дросселя равен 1,2 см3/мин°С при<
том же значении коэффициента (кривая 26).
На рис. 46 показаны дроссели аналогичной конструкции с
большей пропускной способностью.
От наружных утечек масла дроссели герметизируются круг-
лыми резиновыми кольцами, одно из* которых установлено в*
проточке поворотного дросселя /, а другое на стыке плиты 2 и
корпуса гидропанели 3.
Для повышения герметичности и срока службы уплотнитель-
ных колец с одновременным уменьшением сил трения проточ-
ка 4 изолирована от давления масла благодаря' наличию на
дросселе дренажной канавки 5.
Дальнейшего повышения стабильности расхода масла через
дроссель можно достигнуть при уменьшении длины дозируют
щей щели до 0,1—0,2 мм (рис. 47, а); при этом температурный
коэффициент дросселей в интервалах температур 25—50 °C и
расходе масла «Индустриальное 20» в пределах до 300 см3/мин-
составляет ~ 0,15—0,20 см3/мин °C.
На рис. 47,6 показана конструкция дросселя, примененного^
в панели подачи фирмы Телехойст (Англия).
Дроссель состоит из золотника 1 и диафрагмы 2 с отвер
стием диаметром 8 мм и толщиной кромки 0,11 мм. На золот-
нике профрезерована канавка переменного сечения и нарезана^
рейка для регулировки положения золотника относительно диа-
фрагмы.
Дроссель фирмы Виккерс имеет компенсационный стержень
(7], изготовленный из материала с высоким коэффициентом
теплового расширения, который при нагревании удлиняется и-
дополнительно перекрывает щель дросселя таким образом, что-
расход масла остается практически постоянным.
По данным фирмы [27], изменение расхода масла для дрос-
селя с компенсационным стержнем не превышает 2% на каж-
дые 50 (м^/секХ 10~6) изменения вязкости масла (что соответ-
ствует изменению температуры масла «Индустриальное 20» от
20 до 55°C).
Регуляторы скорости в гидропанелях подач силовых узлов*
компонуются из описанных выше дросселей (см. рис. 44 и 46)*
в сочетании с редукционным или дозирующим клапаном (рабо-
та регуляторов скорости подробно описана в разделе 1 этой
главы).
95-
Рис. 46. Дроссели среднего
и большого размеров:
а — дроссель среднего размера
с диапазоном регулирования
расхода масла 0,08—12 л [мин,
б — дроссель большого размера
с диапазоном регулирования
расхода масла 0,5 — 50 л /мин.
Соединение полостей: А — с
давлением, Б — дренаж, В — с
рабочей полостью цилиндра (при
дросселировании на входе) или
с баком (при дросселировании
на выходе)
а.)
Рис. 47. Конструкции дросселей:
а — дроссель типа Г77-31 конструкции ЭНИМСа, б — дроссель
диафрагмового типа конструкции фирмы Телехойст
1)6
На рис. 48 показаны редукционные клапаны, предназначен-
ные для поддержания постоянного перепада давления через
дроссель
На рис. 49, а и б показаны дозирующие клапаны, предна-
значенные для поддержания постоянного перепада давления
через дроссель и слива избыточного масла, нагнетаемого насо-
сом, в бак. Работа редукционных и дозирующих клапанов
подробно описана в разделе 1
главы II.
На рис. 49, в представлен
рабочий чертеж золотника до-
зирующего клапана, показан-
ного на рис. 49, б. Золотник
выполняется из стали 20Х с по-
следующей цементацией и за-
калкой в масле рабочих поверх-
ностей до твердости HRС59.
Головка золотника диамет-
ром 32Н шлифуется или при-
тирается по размеру отверстия
в корпусе до получения зазора
0,02 мм. Стержень золотника
диаметром 12Н притирается с
гильзой до получения зазора
в пределах 0,002—0,005 мм.
Несоосность диаметров 12Н и
32Н не должна быть более
0,005 мм. На рабочих поверх-
ностях золотника наносятся
18 разгрузочных канавок глу-
биной и шириной 0,3X0,3 мм,
с шагом 1,5 мм.
Рис. 48. Редукционные клапаны:
а — редукционный клапан малого размера
с пропускной способностью 12 л/мин, под-
держивающий постоянный перепад давле-
ния через дроссель 2—2,5 бар, б — редук-
ционный клапан большого размера с про-
пускной способностью 50 л/мин, поддер-
живающий постоянный перепад давления
через дроссель 2—3 бар.
Соединение полостей: А — с дросселем,
Б — с давлением. В — с каналом после
дросселя
При установившемся режиме работы гидропривода расход
масла через регулятор скорости Qp.c (без учета влияния мгно-
венных изменений внешней нагрузки и упругости масла) можно
определить по формуле
Qp. с = Qdp ± AQ, (26)
где Qdp — расход масла через дроссель;
AQ — утечки масла в щелевЫх зазорах золотника клапа-
на регулятора скорости и в зазоре поворотного
дросселя.
Стабильность расхода масла через регулятор скорости при
изменениях внешней нагрузки и температуры масла зависит от
постоянства величины утечек в щелевых зазорах; постоянства
величины перепада давления через дроссель; конструкции и ка-
4 Л. С. Брон, Ж. Э. Тартаковский 97
чества изготовления дросселирующей щели, определяющих,
насколько ее сечение приближается к диафрагме. Величина пе-
репада давления через дроссель и ее зависимость от давления
в системе и температуры масла определяются характеристикой
пружины, трением золотника и конструкцией щели регулятора
скорости, через которую сливается в бак избыточное масло, на-
гнетаемое насосом.
Экспериментальные исследования регуляторов скорости раз-
личных типов [5] показали, что дозирующий клапан поддержи-
Рис. 49. Дозирующие клапаны:
а — дозирующий клапан малого размера с
пропускной способностью 5 л/мин, под-
держивающий постоянный перепад давле-
ния через дроссель 1,5—2 бар, б —дози-
рующий клапан большого размера с про-
пускной способностью 12 л /мин, поддержи-
вающий постоянный перепад давления че-
рез дроссель 2—2,5 бар, в — рабочий чер-
теж золотника дозирующего клапана (по
рис. 49,6).
Соединение полостей: А — с давлением
перед дросселем. Б —с баком, В —с ка-
налом после дросселя
вает постоянный /перепад давления через дроссель с отклоне-
ниями в пределах 0,06—0,12 бар при переменных нагрузках,
соответствующих давлению в системе в пределах 10—-50 бар.
(При резких изменениях нагрузки наблюдаются кратковремен-
ные изменения перепада давления в пределах 1,0—1,5 бар). Со-
ответственно, расход масла через регуляторы скорости при
плавных изменениях нагрузки и постоянной температуре прак-
тически остается постоянным.
Для регулирования скорости рабочей подачи некоторых ме-
ханизмов агрегатных станков и автоматических линий приме-
няются дроссели, встраиваемые непосредственно в трубопроводы
(рис. 50):
98
а) дроссель, предназначенный для ограничения расхода
масла при проходе его в обе стороны (рис. 50,о);
б) дроссель с обратным клапаном, предназначенный для
ограничения расхода масла при проходе его в одну сторону
{рис. 50, б).
Каждый из этих дросселей имеет два исполнения в зависи-
мости от диапазона регулирования расхода масла: с диапазо-
ном регулирования соответственно 0,3—35 л/мин и 0,3—
100 л/мин.
Дроссель с обратным клапаном работает следующим обра-
зом: в цилиндрическую втулку 1, по торцам которой располо-
жены подводные отверстия 2 и 4, встроен шариковый обратный
в трубопровод
клапан 3, пропускающий масло в направлении от подвода 4 к
подводу 2 с минимальной потерей давления. При движении
масла в обратном направлении шарик плотно прижимается к
седлу и масло вынуждено проходить через отверстие 9, щель 8,
профрезерованную в цилиндрической втулке 7, и далее через
кольцевой зазор между втулкой и напрессованным на нее ста-
каном 6 к подводу 4. Поворачивая стакан и втулку 7 относи-
тельно втулки 1, можно изменять площадь открытия щели, в
которую проходит масло через отверстие 9, а следовательно,
расход масла и перепад давления через дроссель. Уплотняются
детали дросселя резиновыми уплотнительными кольцами 5.
На рис. 51 показан дроссель с автоматическим регулятором
конструкции инж. Семочкина А. А., предназначенный для обес-
печения постоянного расхода масла при проходе его в обе
стороны. Регулятор представляет собой симметричный золот-
ник, имеющий с двух сторон конусные кромки и удерживаемый
в среднем положении двумя пружинами. При проходе масла,
4* 99
например, слева направо (по. схеме) золотник под действием
давления масла до дросселя, действующего на его левый (по
схеме) торец, перемещается вправо, сжимая соответствующую
пружину, так как правая полость золотника соединена при
этом с полостью после щели дросселя. Равновесие золотника
достигается при снижении давления масла в левой полости
золотника (вследствие перепада давления на левой конусной
Гидравлическая схема
Щель дросселя
Золотник
К 3/8"
п
б
. Рис. 51. Дроссель с
регулятором, встраи-
ваемый в трубопро-
вод:
а — конструктивные раз-
резы, б — гидравличес-
кая схема
кромке) до величины Р\~&Р пруж* где &рпруж—перепад давле-
ния через дроссель от силы пружины, составляющий при рас-
ходе 0,2—-12 л/мин ~ 2 бара.
Для предохранения дросселя с регулятором от засорения
при расходе масла до 1—2 л/мин непосредственно перед ним
в трубопровод встраивается фильтр (рис. 52), сконструирован-
ный так, что фильтрующий элемент А можно вытаскивать для
очистки и замены без демонтажа труб.
Применение компактных дросселей и регуляторов скорости,
встраиваемых непосредственно в трубопроводы и расположен-
ных вблизи механизмов, скорость которых регулируется, делает
более удобной настройку необходимой скорости их переме-
щения.
100
На рис. 53 показан встраиваемый в трубопровод обратный
клапан, открываемый давлением «1 бар. Аналогичную конст*
рукцию, имеет подпорный клапан, обеспечивающий подпорное
давление ~5 бар благодаря установке более сильной пружины.
Рис. 53. Обратный клапан, встраиваемый
в трубопровод
Рис. 52. Фильтр, встра-
иваемый в трубопровод
7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЦИЛИНДРЫ
Гидрофицированные механизмы перемещаются гидравличе-
скими цилиндрами с прямолинейным возвратно-поступательным
движением поршня относительно гильзы цилиндра. По своему
назначению гидроцилиндры делятся на три основные группы:
а) гидроцилиндры подачи, предназначенные для перемеще-
ния силовых узлов, осуществляющих обработку деталей;
б) гидроцилиндры зажима, предназначенные для зажима и
фиксации обрабатываемых заготовок в приспособлениях агре-
гатных станков и автоматических линий;
в) гидроцилиндры транспортных и вспомогательных уст-
ройств.
При разработке конструкции гидроцилиндров всех типов
важнейшей задачей является обеспечение отсутствия наружных
утечек масла по штоку и сведение к минимуму внутренних уте-
чек масла мимо поршня при достаточной долговечности уплот-
нений и минимальных силах трения.
Для герметизации штоков гидроцилиндров нашли примене-
ние два основных типа уплотнений с автоматическим, поджимом:
резиновые и резинотканевые шевронные многорядные манжеты
по ГОСТу 9041—59 с предварительным натягом и манжеты по
ГОСТу 6969—54 (см. рис. 5, в) без предварительного натяга.
Уплотнения шевронными манжетами по ГОСТу 9041—59
(рис. 54, а) обеспечивают в течение длительного времени удов-
летворительную герметизацию штоков, обработка которых не
ниже 8-го класса чистоты по ГОСТу 2789—59. Однако при их
101
применении приходится периодически регулировать натяг ман-
жет 1 посредством прокладок 2. К недостаткам уплотнений
этого типа следует также отнести их большие габариты по
длине и повышенные силы трения (вследствие сжатия при пред-
варительном натяге).
Хорошую герметизацию штоков гидроцилиндров обеспе-
чивают манжеты 1 по ГОСТу 6969—54 (рис. 54 6) при их мон-
таже с бронзовыми направляющими втулками 2, не требуя в
Рис. 54. Уплотнение штоков гидроцилиндров:
а — шевронными манжетами по ГОСТу 9041—59, б — манжетой по ГОСТу
6969—54 с улучшенными условиями ее центрирования, в — манжетой по
ГОСТу 6969-54
процессе эксплуатации дополнительных регулировок. При этом
обязательным условием является закалка, твердое хромирова-
ние и полирование поверхности штока не ниже, чем по 10-му
классу чистоты.
Для увеличения силы предварительного прижима лепестков
манжеты к штоку в некоторых конструкциях уплотнений допол-
нительно устанавливают распорное кольцо 3 каплеобразного
сечения, изготовленное из упругой резины. Применяемая иног-
да в гидроцилиндрах установка манжет по ГОСТу 6969—64
без направляющих втулок (рис. 54, в) не может быть рекомен-
дована, так как йе обеспечивает достаточного центрирования
штока 2 по отношению к манжете L При этом лепестки манжет
имеют различный натяг по окружности и, как следствие, увели-
чивается утечка масла мимо манжеты.
На величину утечек масла мимо манжет по ГОСТу 6969—54
влияет разность давлений в штоковой полости гидроцилиндра
при втягивании и выдвижении штока. Если при выдвижении
штока давление в штоковой полости больше, чем при втягива-
нии, то тонкая пленка масла, выносимого штоком, не будет с
него сниматься, а будет при обратном движении штока втяги-
ваться обратно в цилиндр. При противоположном соотношении
W2
давлений масляная пленка будет сниматься манжетой со што-
ка при его втягивании и, постепенно накапливаясь на его конце,
стекать в виде капель, увеличивая наружные утечки.
Для* ориентировочной оценки герметичности уплотнений
штоков гидроцилиндров агрегатных станков и автоматических
линий можно руководствоваться допустимыми
чек в см3 на каждые 50 двойных ходов штока,
приведенными в табл. 18.
величинами уте-
Таблица 19
Таблица 18 Допустимые утечки
Допустимые утечки мимо уплотнений штоков
Диаметр штока в мм 45 50 65 J 5 90 105 м 125 150'
Допустимые утечки в сж3/50 дв. ходов 0,35 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 * 0,9 1,0
* При длине хода штока 500 мм (в одну сторону), давле-
нии в штоковой полости * 10 бар, масле «Индустриальное 20»,
при температуре 45—50 °C.
. мимо поршней,
уплотненных
чугунными
поршневыми
кольцами*
На рис. 55 показаны типовые конструкции
уплотнений поршней гидроцилиндров, приме-
няемых в агрегатных станках и автоматиче-
ских линиях. Наибольшее распространение в
цилиндрах с длинами ходов свыше 200—
300 мм нашли чугунные поршневые кольца
(рис. 55,а), как обеспечивающие наибольший
срок службы, хотя затраты на их изготовле-
ние высоки, так как для обеспечения удовлет-
ворительной герметизации кольца и проточки
в поршнях для их установки должны быть из-
готовлены с высокой степенью точности.
65 3 22
75 3 , 25
90 3 30
105 4 35
125 4 38
150 4 45
180 - 4 55
* При давлении
р—50 бар и масле
«Инду стриа л ь ное
20» при температу-
ре 45—50 °C.
-— ---------——
В табл. 19 приведены значения допустимых утечек масла
мимо поршней гидроцилиндров, уплотненных чугунными порш-
невыми кольцами, измеряемые при движении поршня (см. ниже
раздел 5 главы VIII).
Проведенные в СКБ-1 испытания поршней, уплотненных
манжетами по ГОСТу 6969—54 (рис. 55,6), показали их высо-
кую герметичность: утечки масла «Индустриальное 20» при
температуре (Т) 50 °C и Др=50 бар не превышали 2 смМмйн
как с новыми манжетами, так и после их работы в течение бо-
лее 500 000 двойных ходов [5].
Уплотнение поршней гидроцилиндров круглыми резиновыми
кольцами по ГОСТу 9833—61 (рис. 55, в) также обеспечивает
103
высокую герметичность, однако срок службы колец значительно
/меньше, чем у манжет.
При выборе типа уплотнения поршня гидроцилиндра реко-
мендуется руководствоваться следующими соображениями:
1) уплотнение поршней чугунными поршневыми кольцами
можно рекомендовать в тех случаях, когда требуется длитель-
ный срок работы уплотнений до их замены и когда'по условиям
б)
Рис. 55. Уплотнение поршней гидроцилиндров:
а — чугунными поршневыми кольцами, б — манжетами по ГОСТу 6969—54,
в— круглыми резиновыми кольцами по ГОСТу 9333—61
работы приводимого гидроцилиндром узла станка могут быть
допущены значительные утечки масла мимо поршня (см.
табл. 19);
2) в тех случаях, когда утечки мимо поршня должны быть
сведены к минимуму при условии, что более частая смена ман-
жет не представляет особых трудностей, целесообразно приме-
нять уплотнение поршня манжетами по ГОСТу 6969—54
(рис. 55,6);
3) уплотнение поршней круглыми резиновыми кольцами
можно рекомендовать только для малогабаритных короткохо-
довых цилиндров (диаметром до 50 мм и длиной хода до
50 мм).
Влияние на утечки вязкостных характеристик масла. Экспе-
рименты, проведенные в СКБ-1 для определения сравнительных
величин утечек масла мимо уплотнений штоков по рис. 54,6
(без колец 3} и поршней гидроцилиндров по рис. 55, а при их
работе в одинаковых условиях на маслах, имеющих различные
вязкостные характеристики, показали, что повышение вязкости
масла с 19 до 30-10”6 м21^ек (или с 19 до 30 сст) уменьшило как
внутренние, так и наружные утечки в гидроцилиндрах в два
раза.
104
Существенное влияние вязкостных характеристик масла на
утечки еще раз подтверждает, что с целью уменьшения утечек
необходимо в гидросистемах агрегатных станков и автоматиче-
ских линий применять масло с вязкостью не ниже 25 — ЗОХ1
X 10~& м2)сек=25—30 сст при 50 °C.
В табл. 20 приведены основные технические характеристики
гидроцилиндров подачи силовых узлов агрегатных станков.
На рис. 56 показана конструкция гидроцилиндра подачи
притычного исполнения. Крышки 1 и 2 квадратного сечения, с
Рис. 56. Гидроцилиндр подачи притычного исполнения
_ л
целью уменьшения габаритов, привернуты болтами 3 к квадрат-
ным фланцам 4 и 5, которые удерживаются на гильзе полуколь-
цами 6. Поршень уплотняется чугунными поршневыми кольца-
ми 7, а шток — манжетой 8 по ГОСТу 6969—54. Манжета 9
предназначена для очистки штока от грязи при его втягивании
в цилиндр. Цилиндр крепится к силовому узлу снизу и соеди-
няется с трубопроводом силового узла через отверстия 10 и 11,.
уплотненные кольцами круглого сечения 12. Соединения гильзы
и крышек цилиндра уплотняются резиновыми кольцами круг-
лого сечения 13. ........ .
Как и в других случаях применения резиновых уплотнений
в конструкциях гильзы и крышек цилиндра предусмотрены по-
логие фаски 14 и 15 для того, чтобы не повредить уплотнения
при их монтаже и последующей -сборке узла.
На рис. 57, а показана конструкция гидроцилйндра, отли-
чающегося от гидроцилиндра по рис. 56 тем, что он сбединяется
с гидросистемой силового узла трубами со штуцерами, вверты-
ваемыми в. отверстия 1и 2. • : .
В силовых узлах с отдельным гидроприводом- подачи приме- !
няются аналогичные по конструкции гидроциЛиндры с полыми
щтоками (рис. 57,б).Здесь масло от гидропанели подачи по-.
дается через каналы, / и 2 неподвижного штока 3 в соответст-
вующие полости цилиндра, перемещающегося вмёсте с'силЦзыМ
узлом, что позволяет .избежать применения гибких шлангов.
Таблица 20
Основные технические характеристики гидроцилиндров
подачи силовых узлов агрегатных станков
г а Серия j ци- ч линд- j ра Диа- метр ци- линд- ра D Диа- метр штока d Ход Площадь Наибольшая расчетная сила по- дачи Р при давлении 50 бар
порш- ня F штока f F-f при работе с пе- редней полости при работе с задней полости
В мм в см2 н кГ~ н
4 4 f 1 i ЗУ <• р г г ( i ( i 65 45 400 600 33 16 17 16 500 1 650 8 500 850
90 65 400 600 800 64 33 31 32000 3 200 15 500 1550
105 75 86 44 42 43 000 4 300 21 000 2100
125 90 400— 1000 122 ь 64 58 61 000 6100 29 000 2900
150 105 177 86 91 88 500 8 850 45 500 4550
180 125 254 122 132 127 000 12700 66 000 6600
ч 5У 1 1 ь * И! вследс «3. ба всле де- все* ц 2. С» Я — та и на для, го вых си лов А- 60 45 250 400 28 16 12 14 000 1400 6000 600
70 50 320 500 38 20 18 19 000 1 900 9000 900
90 ч ч 60 400 630 800 64 28 36 32 000 3 200 18 000 1800
110 80 95 50 45 47 000 4 700 22 000 2200
140 100 500 800 1. Де трение. 90—125 ого пре :нее 3 б илового не сил1 Q — ( 1ЛОВЫХ : длиной 154 78 76 77 000 7700 38 000 3800
180 )имеч гвие noi ра, дна гвие не илиндрс 1ла под. бличное противо^ ризомтаи еловых 1 >0Д . 125 а н и я: герь на метром обходим ® не ме ачн Р с значен давление н»ных ci гзлов с 254 йствите/ соста вл л.и«2,5 кгиводав ар. узла п Я; F • тр шла тя ^злов с хода се 122 [ьная 1 яющих бара, д ления одечнты — потер жести I длиной 1ыше 10 132 зила п для цю диаметре в поле вается i и на т вес) си хода до 00 мм I 127 000 одачи будс шндров диг »м 140—180 >сти слива, ю формуле рение в у лового узл 1000 мм к» < для верти 12 700 •т мены 1метром жлс®2 t состав, плотнен! а: А — -0,2, для [кальныг 66 000 ше рас1 60 и 7С \ара, а ляющегс ^тр~~ 1ях цил коэффи! с горизо С С И ЛОВЕ 6600 четной > мм*» также > для £?, где индра дяент: нталь- лх уз-
106
Рис. 57. Гидроцилиндры подачи:
а — с подводом масла посредством труб, б — с подводом мас-
ла через шток
. . . : - - ' ’ t.’? ‘1 ) r J
Рис. 58. Гидроцилиндр зажима диаметром 50 мН
, _ .,г _______________ . .
W7
S
S)
W0
Рис. 59. Гидроцилиндр зажима диаметром 80 мм:
а и б — варианты установки манжет
я) б)
Рис 60. Способы крепления гидроцилиндров зажима к корпусам
приспособлений:
а — фланцевое крепление; б — крепление на лапах
f08
Основные технические характеристики гидроцилиндров зажима
Диа- метр ци- линд- ра D Г" Диа- метр штока d Ход Площадь Наибольшая расчетная сила зажима на штоке при давлении 100 бар
поршня F штока f при выталкива нии при втягивании
в мм в см2 « 1 н кГ «и
40 20 12,6 3,2 9,4 12 600 1260 9 400 940
50 25 32 19,6 4,9 14,7 19 600 1960 14 700 1470
60 32 60 28,3 8.1 20,2 28 300 2 830 20 200 2020
80 40 125 50,0- 12,6 37,4 50 000 5000 37 400 3740
100 50 78,5 19,6 58,9 78 500 7 850 58 900 5890
125 60 121,5 28,3 93,2 121 500 •V 12 150 93 200 9320
штоке вследствие потерь на трение будет
сила на
Примечание. Действительная
меньше расчетной для цилиндров диаметром 40 и 50 мм с уплотнением поршня' резино-
выми кольцами круглого сечения на 3—5%; для цилиндров с уплотнением поршня ман-
жетами диаметром 60 мм—на 10%, диаметром 80—125 мм—на 8%.
В табл. 21 приведены основные технические характеристики
гидроцилиндров зажима для агрегатных станков и автоматиче-
ских линий в соответствии с проектом нормали машинострое-
ния, предназначенных для работы с наибольшим давлением
100 бар.
На рис. 58 показана типовая конструкция гидроцилиндра
диаметром 50 мм, а на рис. 59 — типовая конструкция гидро-
цилиндра диаметром 80 мм. Гидроцилиндры выполнены цель-
ными с приварными фланцем и задней крышкой (для цилинд-
ров диаметром 40 и 50 мм задняя крышка выполнена заодно с
корпусом). Чугунный насадной поршень закрепляется на штоке
с помощью корончатой гайки со шплинтом. Уплотнение штока
и предохранение от попадания грязи в цилиндр осуществляется
так же, как в гидроцилиндрах подачи. /
Гидроцилиндры присоединяются к корпусам приспособлений
с помощью фланцев (рис. 60, а), что позволяет установить гид-
роцилиндр в любое положение, облегчающее подвод магист-
ральных линий. Кроме того, на базе гидроцилиндра с фланцем
можно легко создать исполнение на лапах (рис. 60,6).
Для перемещения тидрофицированных транспортных и
вспомогателъных' механизмбв в агрегатных станках и автомати-
ческих линиях применяются гидравлические цилиндры с уплот-
нением поршней и штоков по типу уплотнений, .показанных на
рис. 54 и 55 в сочетании с различными тормозными устройства-
ми (см; ниже). .
ГЛАВА
III
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ
МЕХАНИЗМОВ ПОДАЧИ
1. КОМПОНОВКА И ВЫБОР ТИПОВ ГИДРОПРИВОДОВ ПОДАЧИ
♦
L
If омпоновка гидроприводов подачи. Для привода подачи си-
П ловых узлов, применяемых в отечественных агрегатных
станках и автоматических линиях, распространение получил
гидропривод, основные узлы которого (распределительные зо-
лотники, предохранительные, обратные и другие клапаны)
смонтированы в корпусах гидравлических панелей. В отличие
от гидропривода, собранного из отдельных функциональных
узлов, соединенных между собой трубами, гидропривод, ском-
понованный в виде моноблочной гидравлической панели, вну-
три которой все элементы связаны между собой каналами, либо
в виде панели, состоящей из блока корпусов, соединенных тру-
бами и смонтированных на общей плите, обладает следующими
преимуществами:
а) габариты гидропанели всегда значительно меньше, чем
суммарные габариты отдельных узлов;
б) сокращение числа труб, соединяющих узлы гидроприво-
да между собой, упрощает монтаж гидравлического оборудова-
ния и уменьшает количество соединений, где возможно возник-
новение утечек масла;
в) все основные золотники и клапаны, смонтированные в
гидропанели, можно вынуть для осмотра и очистки без съема
гидропанели или демонтажа труб;
г) гидропанель можно предварительно, до установки на ста-
нок, испытать на стенде по всем основным параметрам, харак-
теризующим ее работу, что уменьшает время, затрачиваемое
на монтаж, регулировку и отладку гидропривода станка при
его сборке или ремонте;
д) компоновка гидропривода, состоящего из гидропанелей,
упрощает герметизацию гидравлических баков, позволяя избе-
жать непосредственного контакта масла с загрязненным воз-
духом.
Унифицированные гидравлические панели для управления
работой силовых узлов агрегатных станков и автоматических
линий, изготовляются централизованно специализированными
заводами (в частности, харьковским заводом «Гидропривод»).
110
В агрегатных станках и автоматических линиях получили
наибольшее распространение силовые узлы двух основных ти-
пов: самодействующие силовые головки с подвижным корпусом
о встроенным гидроприводом подачи и несамодействующие
силовые головки и силовые столы с вынесенным гидроприводом
подачи, размещаемым в отдельном гидробаке. Соответственно,
для силовых узлов разработаны и применяются гидросхемы и
конструкции панелей двух принципиально различных типов:
Рис. 61. Гидропанели подачи силовых узлов:
а — самодействующей силовой головки, б — несамодействующего силового узла
а) гидропанели с комбинированным электрогидромеханиче-
ским управлением, которые управляются с помощью электро-
магнитов и упоров, непосредственно воздействующих на распре-
делительный золотник или фиксатор панели; размещение этих
панелей при их установке должно быть связано с подвижными
механизмами;
б) гидропанели с дистанционным, электрическим управле-
нием, которые устанавливаются на стенках отдельно стоящих
гидробаков.
На рис 61, а в качестве примера приведена фотография
гидропанели подачи, предназначенной для управления работой
самодействующих силовых головок, а на рис. 61,6—фотогра-
фия панели подачи несамодействующего силового узла.
Применяются два способа монтажа обоих типов гидропане-
лей: с резьбовым и притычным присоединением.
При резьбовом присоединении трубы, ведущие к гидроци-
линдру и насосу, подсоединяются непосредственно к гидропа-
яели (сзади) с помощью резьбовых штуцеров. При притычном
присоединении трубы, ведущие к гидроцилиндру и насосу, под-
соединяются к корпусу головки или стенке гидробака, в кото-
рых просверлены отверстия, соединяющие трубы с соответст-
вующими отверстиями в гидропанели.
111
На рис. 62 показаны оба способа монтажа гидропанели, пре-
дусмотренные нормалью машиностроения МН 5577—64
«Гйдропанели управления для самодействующих силовых голо-
вок. Основные и присоединительные размеры» и реализованные
в гидропанелях конструкции СКБ-1 серии 5У (рис. 61).
Рис. 62. Способы монтажа гидропанелей подачи:
а — с резьбовым присоединением; б — с притычным присоеди-
нением: / — гидропанель, 2 — корпус силовой головки, 3 — тру-
бопровод к цилиндру и гидронасосу, 4 — места резьбового при-
соединения глушатся пррбками, 5 — места притычного при-
соединения глушатся пробками
Следует отметить, что применение гидравлических панелек
притычного исполнения дополнительно улучшает условия экс-
плуатации гидравлического оборудования станков, уменьшая
время, необходимое для смены гидропанелей.
Несмотря на отмеченные выше преимущества гидропанелей,
в ряде случаев применяется компоновка гидропривода подачи
силовых узлов из отдельных гидравлических аппаратов, как это
выполнено, например, в самодействующих силовых головках
фирмы Натко (США) [7]. Здесь все основные узлы гидропри-
вода, в том числе сдвоенный пластинчатый насос /, клапан 2 и
золотник 3 (рис. 63) установлены снаружи головки. Такая ком-
поновка менее компактна и ухудшает внешний вид головки,
однако узлы гидропривода при этом еще более доступны для
осмотра, регулировки и замены.
Гидропривод некоторых несамодействующих силовых узлов
иностранных фирм (Натко и Кросс —США, Геллер — ФРГ
и др.) скомпонован таким, образом,, что гидравлическая аппара-
тура, включающая гидравлический распределительный золот^
112
£
A?
ЭД»»
общий
с^УюЩе5°^он°вка
СИЛОВОЙ
ГЙ?Г°ЛЗ пода№
фиРМь> Наткои С(сщ^й-
ПанельР°ЧИЛйнДР
Ко°сс (СЩА);
Подачи н
гидро-
I
I
лик 1 с электромеханическим управлением и регулятор скоро-
сти 2, а также гидравлические и электрические упоры управ-
ления устанавливаются на салазках силового узла (рис. 64,а),
а насосная установка с предохранительными клапанами монти-
руется на крышке отдельно стоящего гидробака. На рис. 64, б
.показаны узлы гидропривода силового стола фирмы Кросс.
Выбор гидропривода подачи. Наибольшие трудности вызы-
вает выбор схемы и типа гидропривода подачи для самодейст-
вующих силовых головок малых и средних размеров. Эти
трудности обусловлены главным образом тем, что гидропривод
должен быть размещен в корпусе сравнительно небольшого раз-
мера с ограниченной емкостью масляного резервуара (порядка
16—30 л) и при этих условиях должен обеспечивать нормаль-
ную работоспособность при нагреве масла не выше 55—60 °C.
Гидравлические силовые головки аналогичных размеров, из-
готовляемые в СССР и иностранными фирмами, строятся с раз-
личными системами гидропривода:
а) с применением регулируемых поршневых и пластинчатых
•насосов — силовые головки фирм Эксцелло и Снайдер (США)
<н др.;
б) с применением одного насоса постоянной производитель-
ности—головки конструкции ЗИЛ и фирмы Натко (США)
и др.;
в) с применением сдвоенных пластинчатых насосов постоян-
ной производительности, включающих насос малой производи-
тельности, работающий с высоким давлением для осуществле-
ния рабочих подач, и насос большой производительности,
работающий с низким давлением для осуществления быстрых
ходов.
Казалось бы, что наиболее рациональным типом гидропри-
вода, как было указано в разделе 1 главы II, является первый
лз перечисленных, так как применение насоса, производитель-
ность которого соответствует потребному для данной скорости
движения головки количеству масла, обеспечивает высокий
к. п. д. привода и ограничивает нагрев масла в головке.
Вместе с тем, создание и изготовление регулируемого порш-
левого насоса с большим диапазоном регулирования (охваты-
вающим потребности рабочих подач и быстрых ходов) и авто-
матической компенсацией внутренних утечек представляет из-
вестные трудности.
Применение одного насоса постоянной производительности
связано с нерациональными' потерями мощности на нагрев
масла в головке при рабочей подаче, когда большая часть мас-
ла, нагнетаемого насосом, сливается с рабочим давлением в бак
•через предохранительный или дозирующий клапаны.
Система гидропривода с двумя насосами по сравнению с
•гидроприводом, включающим один насос постоянной производи*
414
тельности, позволяет снизить непроизводительные потери мощ-
ности и, следовательно, нагрев масла в головке.
Эти общие соображения не охватывают всех преимуществ и
недостатков различных систем гидропривода подачи самодейст-
вующих силовых головок, так как не учитывают возможное
качество изготовления, удобство обслуживания, эксплуатацион-
ные расходы и ряд других трудно сопоставимых факторов.
Одним из наиболее объективных критериев сравнения гид-
роприводов подачи различных типов между собой является
способность обеспечения гидроприводом каждого типа стабиль-
ной (постоянной) скорости перемещения корпуса (или пиноли)
головки при изменении в широком диапазоне условий работы
в процессе эксплуатации.
2. ОБЕСПЕЧЕНИЕ СТАБИЛЬНОСТИ СКОРОСТИ РАБОЧЕЙ ПОДАЧИ
СИЛОВЫХ УЗЛОВ
Использование в гидроприводе подачи силовых головок в*
качестве рабочей жидкости минерального масла, которое, во-
первых, способно проникать в виде утечек через самые малые
зазоры, имеющиеся в распределительных золотниках, гидроци-
линдрах и других узлах, а во-вторых, сжимаемо (о влиянии*
сжимаемости масла на работу гидроприводов подачи см. ниже-
в разделе 4 этой главы), делает такой привод менее жестким,
чем электромеханический привод с ходовым винтом. В процессе-
работы силовой головки скорость ее поступательного движения*
меняется. За каждый цикл работы силовая головка переме-
щается сначала без внешней нагрузки, преодолевая только*
силы трения в гидроцилиндре и направляющих (при подводе
режущих инструментов к обрабатываемой детали), а затем в.
процессе обработки с нагрузкой, величина которой определяется
суммой осевых составляющих сил резания и трения.
При наладке агрегатных станков настройка скорости рабо-
чей подачи производится при движении силовой головки без;
нагрузки; при работе с нагрузкой скорость рабочей подачи,
уменьшается из-за увеличения утечек масла.
Увеличение скорости происходит после окончания процесса
обработки, например, при выходе сверл из обработанных ими^
отверстий при сверлении деталей на проход, когда взаимодей-
ствие инструментов с обрабатываемой деталью прекращается.
В процессе длительной и непрерывной работы силовой го-
ловки находящееся в ее корпусе масло (а вместе с ним и сам
корпус головки с узлами гидропривода) нагревается в резуль-
тате механических и гидравлических потерь в насосе и гидро-
приводе.
С возрастанием температуры увеличиваются утечки масла в
узлах гидропривода и его расход через регулятор скорости. При
115;
этом, в зависимости от схемы и конструкции узлов гидропри-
вода, точности изготовления золотниковых пар, герметичности
уплотнений и температурной характеристики дросселей, ско-
рость перемещения головки при рабочей подаче под нагрузкой
может дополнительно уменьшаться или увеличиваться.
Графики рис. 65 дают общее представление о влиянии изме-
нения нагрузки и температуры масла на стабильность скорости
рабочей подачи выпускаемых отечественной промышленностью
силовых головок с гидравлическим приводом.
Рис. 65. Типовые графики зависимости скорости рабочей подачи
самодействующей силовой головки от осевой нагрузки (рабочего
давления в гидросистеме) и температуры масла:
а — зависимость скорости рабочей подачи от нагрузки р; б — зависимость
относительного увеличения (рт ) скорости рабочей подачи от температуры
масла (при движении силовой головки без нагрузки); 1 — при Q = 300 см?!мин,
2— при Q = 140 см3!мин
На рис. 66 в полуконструктивном виде представлена часть
гидравлической схемы привода подачи самодействующей сило-
вой головки с гидропанелью типа 4У4222 (подробнее схема этой
панели представлена ниже на рис. 75). Здесь 1 — гидроцилиндр
подачи, 2 — регулятор скорости, 3 — распределительный золот-
ник, 4 датчик "реле давления.
Фактический объем масла в единицу времени, поступаю*
щий в рабочую полость гидроцилиндра подачи 1 и определяю-
щий действительную скорость перемещения поршня гидроци-
линдра, для гидропривода, показанного на рис. 66, определяется
по формуле
где Q —номинальный расход масла через дроссель регуля-
тора скорости 2;
t AQ — изменение расхода масла через дроссель;
116
Ч,
AQi — утечки в щелевом зазоре А распределительного зо-
лотника 3 из полости 5 в бак;
AQ2 — утечкй в щелевом зазоре Б распределительного зо-
лотника из полости 6 в полость 5;
Лфз — утечки в щелевом зазоре В золотника 4 датчика
реле давления из полости 5 в бак;
AQ< —утечки мимо уплотнений поршня /;
AQ5 — утечки в щелевом зазоре Г золотника регулятора
скорости;
AQe — утечки в щелевом зазоре Д дросселя в бак.
1
Рис. 66. Часть гидравлической схемы привода подачи самодействующей
силовой головки
В свою очередь величина каждого из членов формулы
(27) с символом А является функцией нескольких факторов.
Часть из них — постоянные и определяются схемой, конструк-
цией и качеством изготовления узлов гидропривода, а часть —
переменные, зависящие от осевой нагрузки и условий эксплуа-
тации силовой головки.
Для оценки качества гидроприводов подачи с точки зрения
обеспечения ими стабильности заданной скорости подачи* ско-
117
рость их перемещения при изменениях осевой нагрузки R и
температуры масла Т целесообразно сопоставлять со скоростью
перемещения при начальных условиях их работы посредством!
коэффициентов стабильности Su и S г-
Коэффициент стабильности по нагрузке SH характеризует
относительное изменение скорости рабочей подачи в %, наблю-
lilt»
дающееся в процессе каждого цикла работы головки при уста-
новившейся температуре Ту и увеличении внешней нагрузки от
наименьшего (/?0) до наибольшего (7?я) значения. (Масло в си-
ловых головках нагревается до установившейся температуры
Ту через 3—5 ч непрерывной работы):
VRHTy ~ VRoTy
vRoTy
•100%,
(28}
где Оя.т —скорость при нагрузке холостого хода (при наи-
меньшей нагрузке Ro и установившейся температу-
ре Т„);
Vr t —скорость при наибольшей нагрузке R№ и устано-
вившейся температуре Ту.
Коэффициент стабильности по температуре Sr характери-
зует относительное изменение скорости рабочей подачи в %,
наблюдающееся при изменении температуры от наименьшего’
(начального) (То) до наибольшего (Ту) значения в процессе
длительной непрерывной работы при наименьшей нагруз-
ке Ro:
VKoT — vRoTo
ST =-----y--------100%, (29}
%r0
где »лого — скорость при наименьшей нагрузке Ro и наимень-
шей (начальной) температуре То;
vRtr — скорость при наименьшей нагрузке Ro и устано-
вившейся температуре Ту.
Как показали проведенные расчеты и эксперименты [5], зна-
чения коэффициента SH (всегда отрицательные) и значения
коэффициента ST (всегда положительные) характеризуют мак-
симально возможные изменения скорости рабочей подачи.
Таким образом, совокупность коэффициентов 5Я и S т позво-
ляет полностью оценить диапазон изменений скорости рабочей
подачи силовой головки при всех .возможных изменениях
внешних условий (нагрузки и температуры).
Чем меньше абсолютные значения коэффициентов 5Я и Sr,
тем эффективнее можно использовать силовые головки агрегат-
ных станков. Это следует из того, что при наладке силовых
головок величину скорости рабочей подачи приходится устанав-
ливать заведомо меньшей требуемой с тем, чтобы при всех воз?
118
можных ее изменениях скорость не превышала допустимой ве-
личины. Кроме того, если значение S„ превышает 30—40%, то
по окойчании обработки и резком уменьшении внешней нагруз-
ки возможен прыжок головки вперед из-за уменьшения утечек
к, как следствие, поломка режущего инструмента.
Рис. 67. Графики зависимости значений коэффициентов SM и Sr си-
ловой головки с объемом масляного резервуара 16 л от установившей-
ся температуры масла в гидросистеме при Q—150 см? Iмин и /?« =
=8500 н («850 кГ):
а —при температурном коэффициенте дросселя аг=0,7 см3/мин °C; б — при
«у=0,2 см3/мин °C. Сплошные линии относятся к диаметральному зазору рас-
пределительного золотника 0,01 мм, пунктирные — 0,03 мм
Пользуясь приведенными ранее данными по утечкам масла
в щелевых зазорах золотниковых пар, данными по стабильности
расхода масла через регуляторы скорости, а также данными по
утечкам мимо поршней гидроцилиндров (разделы 5, б и 7 гла-
вы П) можно рассчитать ожидаемые значения SH и S, для
каждой конкретной гидросистемы.
На рис. 67 представлены графики зависимости значений ко-
эффициентов SH и ST для силовой головки с объемом масляного
резервуара порядка 16 л от установившейся температуры масла
в гидросистеме при расходе масла Q= 150 см3!мин, наибольшей
11»
внешней нагрузке 7?м=8500 н (850 кГ), диаметриальном зазоре
распределительного золотника 0,01 и 0,03 мм, герметизации
поршня гидроцилиндра резиновыми манжетами и температур-
ном коэффициенте дросселя 0,2 и 0,7 см3/мин°С. (При увеличе-
нии расхода масла Q абсолютные значения коэффициентов S\
и ST уменьшаются).
На графиках отмечены значения установившейся темпера-
туры (Ту), примерно соответствующие указанным выше трем
различным системам гидропривода (при То=20°С):
А — гидропривод с регулируемым насосом (Ту—30°);
Б — гидропривод с одинарным насосом постоянной произ-
водительности (Ту = 78°);
В — гидропривод со сдвоенным насосом постоянной произ-
водительности (Ту—54°).
Рассматривая графики рис. 67, можно сделать следующие
выводы.
1) Величина диаметрального зазора распределительного зо-
лотника гидропанёли подачи существенно влияет только на ко-
эффициент SH. Так, при зазоре 0,03 мм значение SH находится в
пределах от —20 до —80% в зависимости от схемы гидропри-
вода, тогда как при зазоре 0,01 мм значение SH находится в пре-
делах от —2 до —8%.
2) Величина температурного коэффициента дросселя аг влия-
ет только на коэффициент ST. Так, при аг = 0,7 см?) мин °C зна-
чение Sr находится в пределах от +4 до +25% в зависимости
от схемы гидропривода, тогда как при <хт = 0,2 см3/мин°С зна-
чение Sr находится в пределах от +2 до +7%.
3) Для гидропривода со сдвоенным насосом постоянной про-
изводительности (Ту — 54°C) при диаметральном зазоре распре-
делительного золотника 0,01 мм, отсутствии утечек мимо порш-
ня гидроцилиндра и температурном коэффициенте дросселя аг=
= 0,2 смг!мин*С значения коэффициентов стабильности SK и Sr
не выходят за пределы ±4%. Следует отметить, что для сило-
вых головок с объемом масляного резервуара свыше 16 л, не-
смотря на увеличение мощности гидропривода, значения SH и ST
соответственно уменьшаются в связи с уменьшением значе-
ния Ту.
Сказанное справедливо только при герметизации поршней
гидроцилиндров резиновыми манжетами или кольцами. Для
силовых головок с чугунными поршневыми кольцами, утечки
масла, а следовательно, и абсолютные значения коэффициента
SH могут увеличиваться при увеличении диаметра гидроцилинд-
ра даже с уменьшением значения Ту. Значения 5ми ST, приве-
денные ра графиках рис. 67, подсчитаны при условии полной?
герметизации поршня гидроцилиндра подачи, которой можно до-
стичь при установке резиновых уплотнений. Фактически, с уче-
120
том утечек мимо поршня, уплотненного чугунными поршневыми
кольцами, значения SH будут соответственно больше.
На»рис. 68 показаны графики зависимости значений коэф-
фициента от нагрузки при Q~ 100 см31мин, иллюстрирующие
влияние последовательно проведенных мероприятий, повышаю-
щих герметизацию узлов гидропривода силовой головки серий-
ного изготовления с объемом, масляного резервуара 16 л.
Рис. 68. Графики зависимости значений коэф-
фициента SH от нагрузки для силовой голов-
ки Q=100 см^/мин:
Кривые:
1 — для головки с диаметральным зазором распре-
делительного золотника гидропанели 0,02 мм и гер-
метизацией поршня гидроцилиндра подачи чугунны-
ми поршневыми кольцами, 2 — то же, с диаметраль-
ным зазором 0,01 мм, 3 — то же, с диаметральным
зазором 0,01 мм и герметизацией поршня резино-
выми уплотнениями. Сплошные линии относятся к
Ту =40 °C, пунктирные — к Ту =54 °C
Как видно из графиков, уменьшение диаметрального зазора
распределительного золотника с 0,02 до 0,01 мм и замена на
поршне цилиндра подачи диаметром 90 мм чугунных поршне-
вых колец резиновыми уплотнениями позволили уменьшить зна-
чение SH при наибольшей внешней нагрузке /?я = 12 000 н
(~ 1200 кГ) и Ту = 54 °C от 23 до 5 %.
Графики рис. 67 и 68 показывают, что при правильном вы-
боре схем, параметров и конструкции гидропривода с насосами
как переменной, так и постоянной производительности, при ус-
ловии качественного изготовления гидропривода можно достиг-
121
нуть относительно высокой степени стабильности скорости рабо-
чей подачи силовых головок в широком диапазоне изменений
условий их работы.
3. УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ МЕХАНИЗМОВ ПОДАЧИ
При перемещении гидравлическими цилиндрами силовых го-
ловок, столов и других механизмов подач при малых скоростях
движения в некоторых случаях возникают автоколебания, нару-
шающие нормальную работу этих механизмов. При возникнове-
нии колебаний механизм начинает перемещаться рывками, по-
вышающими шероховатость об-
рабатываемой поверхности, а ино-
гда вызывающими поломку ре-
жущего инструмента.
Возникновению колебаний при
движении механизмов, приводи-
мых гидроприводом, могут спо-
собствовать:
1) наличие нерастворенного в
масле воздуха;
2) неравномерная или чрез-
Рис. 69. Типовой график завися- мерная затяжка планок или
мости силы трения Т от скорости клиньев направляющих;
движения v 3) неравномерная нагрузка
на направляющие;
4) недостаточная смазка или задиры на направляющих;
5) установка гидроцилиндра непараллельно направляющим;
6) перекос уплотнений штока цилиндра и др.
Однако при некоторых соотношениях параметров привода
подачи, удаления воздуха из масла, ликвидации перекосов ци-
линдров, правильной регулировки клиньев и затяжки уплотне-
ний и тому подобных мер оказывается недостаточно для устра-
нения прерывистого движения механизмов, основным источни-
ком которого является зависимость силы трения на направля-
ющих механизмов подачи от скорости в сочетании со сжимаемо-
стью столба масла в гидроцилиндре.
Общий характер этой зависимости показан ца графике
рис. 69( откуда видно, что сила трения падает с увеличением ско-
рости от величины То, соответствующей положению покоя, до
минимальной величины Тн при достижении скорости v п. Такая
характеристика соответствует области полусухого трения.
При скоростях, превышающих скорость v„t наступает неко-
торое возрастание силы трения, характерное для области жидко-
го трения. Возрастание коэффициента трения обусловливается
повышением гидродинамических сопротивлений слоя смазки при
больших скоростях.
122
На рис. 70, а приведен полученный экспериментальным пу-
тем график зависимости силы, необходимой для перемещения
горизонтальной самодействующей силовой головки с силой тя-
жести (общим весом) 12600 н ( — 1260 кГ) по направляющим с
учетом сил трения прижимных планок о направляющие и сил
Рис. 70. Экспериментальная зависимость силы трения Т си-
ловых головок от скорости движения о:
а — горизонтальной головки, б — вертикальной головки
трения чугунных уплотняющих колец в цилиндре, от скорости
движения.
• На рис. 70,6 приведен график зависимости силы, необходи-
мой для перемещения вертикальной несамодействующей сило-
вой головки с силой тяжести (общим весом) 22 800 н
(«2280 кГ) с моментом центра тяжести относительно направ-
ляющих 11 000 А нм («11 000 кГм) от скорости движения. Осо-
бенностью конструкции вертикальных агрегатных станков яв-
123
ляется удаление центра тяжести головки на некоторое расстоя-
ние от направляющих. Поэтому распределение нормального дав-
ления и его величина определяются не только силой тяжести
(весом) головки, но и расстоянием центра тяжести от направ-
ляющих станины. Сила трения в направляющих силовой голов-
ки вертикального агрегатного станка является функцией момен-
та, равного произведению силы тяжести (веса) головки на рас-
стояние между центром тяжести и направляющими и в общем
случае несколько выше, чем для горизонтальных силовых голо-
вок той же силы тяжести (веса).
Как видно из экспериментальных данных, приведенных на
рис. 70, сила, необходимая для перемещения силовых головок
в обоих случаях уменьшается с увеличением скорости переме-
щения, что соответствует зоне А на графике рис. 69.
Уменьшение силы трения с увеличением скорости перемеще-
ния в области полусухого трения является одной из причин
неустойчивости движения механизма. Можно представить се-
бе, что колебательный процесс движения механизма, приводимо-
го гидроприводом, происходит следующим образом.
При подаче масла в цилиндр до начала движения механиз-
ма упругие силы возрастают (в основном вследствие сжатия
столба масла в цилиндре) до величины, определяемой силами
трения покоя на направляющих.
Далее, вследствие падения коэффициента трения при трога-
нии с места происходит «скачок» перемещаемого узла, сопро-
вождающийся уменьшением упругих сил, с последующей оста-
новкой и т. д.
Кроме того, как показали эксперименты и расчеты, прове-
денные канд. техн, наук В. А. Кудиновым в ЭНИМСе [22] при
изменении скорости перемещения силовой головки вследствие
инерции подвижных частей и изменения толщины масляной
пленки на направляющих появляются дополнительные перемен-
ные силы от деформации штока гидроцилиндра, прижимающие
силовую головку к направляющим, что также способствует воз-
никновению колебательного процесса при движении головки.
Несмотря на ряд исследований, посвященных динамической
устойчивости механизмов, приводимых гидроприводом, методы
расчета этих систем отработаны еще неполностью, что затруд-
няет возможность заранее, при проектировании гидропривода,
выбирать его параметры так, чтобы обеспечить устойчивую ра-
боту в нужном диапазоне скоростей.
Вместе с тем, на основании длительного опыта проектирова*
ния и эксплуатации гидравлических приводов силовых головок
и других узлов агрегатных станков, а также по результатам
исследований, проведенных ЭНИМСом и на станкозаводе
им. С. Орджоникидзе, можно установить некоторые общие поло-
жения, помогающие оценить влияние конструкции и компонов-
124
ки силового узла и схемы и параметров гидропривода на устой-
чивость.
Возникновение автоколебаний механизмов, приводимых гид-
роприводом, возможно только вследствие упругости системы
(и в первую очередь масла), в связи с чем устойчивость приво-
да подачи можно существенно повысить путем увеличения диа-
метра гидроцилиндра и уменьшения его длины, т. е. путем
уменьшения столба масла или величины его сжатия при работе.
Метод дросселирования на входе или на выходе существен-
но не меняет устойчивости системы. При этом имеется в виду,
что при дросселировании на входе в сливную полость цилиндра
встроен клапан противодавления. Повышение противодавления
на выходе масла из цилиндра до известных пределов (5—8 бар)
повышает устойчивость системы, однако дальнейшее увеличение
противодавления уже не влияет на устойчивость.
При дросселировании на выходе на устойчивость движения
могут оказать влияние конструкция и параметры предохрани-
тельного клапана.
Увеличение массы привода может оказывать двоякое влия-
ние на устойчивость в зависимости от других параметров си-
стемы, так как с увеличением массы повышается амплитуда
колебаний и уменьшается их частота.
В табл. 22 приведены рекомендуемые диаметры гидроцилинд-
ров, обеспечивающие устойчивое движение горизонтальных ме-
ханизмов подачи агрегатных станков в зависимости от длины
хода /. Таблица построена на основе анализа эксперименталь-
ных данных по устойчивости механизмов подач большого коли-
чества агрегатных станков, изготовленных станкозаводом им.
С. Орджоникидзе по чертежам СКБ-1.
Следует отметить, что табл. 22 можно пользоваться только
для горизонтальных силовых узлов (проекция центра тяжести
которых находится между направляющими).
Достигнуть равномерного движения силовых узлов типа, по-
казанного на рис. 71, у которых центр тяжести расположен вне
направляющих, иногда не представляется возможным даже при
установке гидроцилиндров подачи, диаметр которых больше, чем
рекомендуется в табл. 22. В некоторых случаях удается ликви-
дировать прерывистое движение механизмов еще одним спо-
собом (не связанным непосредственно с параметрами и работой
гидропривода), а именно — применением специальных смазоч-
ных масел. Дело в том, что на устойчивость движения сущест-
венно влияет полярная и химическая активность масла, смазы-
вающего направляющие, по отношению к материалам трущихся
поверхностей. Из этих двух свойств главным является влияние
полярности масла, поскольку химические процессы, возникаю-
щие при относительно малых скоростях и температурах, проте-
кают весьма медленно.
125
Таблица 22
Рекомендуемые диаметры D гидроцилиндров, обеспечивающие
устойчивое движение механизмов подачи
£ г а Г D в jujw г 1 в мм
200 400 600 800 1000 1200 1500 2000
1 45 1 г Область
55 неустойчивого
65 * движения
ь i 75 i i
. 93 в .. if Переходная 1
•г • 105 * область Е
125 н 1
4 ; 150 Область
.г 180 1 у - . устойчивого
а. ' 210 движения
250 7 с 4
и !, г- *
Поляризованные молекулы, содержащиеся в масле, связаны
значительными силами с электрически активными молекулами
трущихся поверхностей и образуют прочный предельный слой,
предотвращающий при малых скоростях или в состоянии покоя
’непосредственное соприкосновение обеих поверхностей, а следо-
вательно, и возникновение сухого трения, вследствие чего в об-
ласти малых скоростей не наступает крутой подъем силы трения
426
и, таким образом, не может возникнуть неустойчивость движе-
ния. Добавлением к нормальным смазочным маслам веществ,
находящихся в поляризованном состоянии в малых количествах
(~1%), можно существенно повысить устойчивость скользящего^
движения.
а) б)
Рис. 71. Схемы эксцентричной нагрузки на направляющие
от силы тяжести (веса) силового узла:
а — при горизонтальном расположении, б — при вертикальном
расположении
В ЭНИМСе были проведены исследования [17], показавшие^
что индустриальные масла средней вязкости с присадкой стеа-
рата алюминия (стеариново-кислого алюминия) обеспечивают
практически постоянный коэффициент трения.
4. ВЛИЯНИЕ СЖИМАЕМОСТИ МАСЛА НА РАБОТУ ГИДРОПРИВОДОВ
МЕХАНИЗМОВ ПОДАЧИ
Выше было рассмотрено влияние сжимаемости масла на>
устойчивость движения механизмов подачи. При проектировании?
гидросистем необходимо также иметь в виду, что при переме-
щении механизмов подачи с гидроприводом сжимаемость масла
является основной причиной следующих явлений, нарушающих:
нормальное функционирование гидропривода:
а) запаздывание начала движения 'механизма (до повыше-
ния давления, необходимого для его перемещения):
б) замедленный подъем давления в рабочей полости цилинд-
ра подачи и связанная с этим задержка срабатывания реле дав-
ления при остановке механизма на упоре;
в) прыжки механизма вперед при резком снятии нагрузки'
или при большом колебании ее величины (в момент выхода
сверла при сквозном сверлении, в момент выхода фрезы и т. п.).
Уменьшение объема сжатой жидкости V пропорционально-
увеличению давления:
dV _ у dp
dt Л dt
12Г
(30)
Здесь К — коэффициент упругости системы, который с уче*
том упругости масла и деформации трубопроводов определяется
по следующей формуле:
где F — площадь поршня;
Н — высота сжатого столба масла;
Е ч — модуль упругости масла;
Е\ — модуль упругости материала трубы;
S — площадь проходного сечения трубы;
L — суммарная длина трубопроводов, соединяющих
соответствующую полость цилиндра с гидропа-
нелью;
d\ —диаметр проходного сечения трубы;
с — толщина стенки трубы.
В случаях коротких и жестких трубопроводов, когда заклю-
ченный в них объем жидкости значительно меньше объема
жидкости в полости цилиндра, можно пользоваться более про-
стым соотношением, пренебрегая вторым членом формулы (31):
Запаздывание начала движения механизма. Для того чтобы
рабочий механизм тронулся с места, надо на определенном уча-
стке гидросистемы поднять давление до величины, необходимой
для преодоления действующих на механизм сил. Время повы-
шения давления определяется сжимаемостью рабочего объема
масла и производительностью насоса.
Время запаздывания начала движения механизма определя-
ется из уравнения (30) путем подстановки в него значения
dV^Qdt-.
dt = — dp,
Q
Po
(32)
(32a)
При Q = Qo — const, где Qo — количество масла, поступаю-
щего в гидроцилиндр от насоса; Qym — суммарный расход мас-
ла на утечки,
(326)
.128
Когда механизм подачи трогается с места в результате сое-
динения цилиндра непосредственно с насосом быстрых ходов,
имеющим большую производительность, время повышения дав-
ления сравнительно невелико и может не учитываться при рас-
четах.
Если же механизм трогается с места со скоростью рабочей
подачи, когда масло от насоса малой производительности посту-
пает в цилиндр через дроссель (например, при начале движения
несамодействующей силовой головки после промежуточной оста-
новки), это время -может быть достаточно большим для того,
чтобы вызвать увеличение продолжительности цикла работы ме-
ханизма против расчетного. Так, для примера, в механизме по-
дачи с цилиндром диаметром 125 мм (рабочей площадью
— 122 см2) и ходом 200 мм при давлении рабочей подачи 40 бар
и расходе масла через дроссель Q = 0,2 л!мин запаздывание на-
чала движения составит 2 сек, а для этого же механизма пода-
чи при ходе 800 мм уже 8 сек. .
Замедленный подъем давления при остановке механизма на
упоре. При подходе механизма на рабочей подаче к упору дав-
ление в передней полости цилиндра повышается, вследствие че-
го срабатывает реле давления, конечный выключатель которого
дает команду на отвод механизма.
Общее время от момента подхода механизма к упору до мо-
мента подачи электрической команды на начало быстрого под-
вода складывается из следующих элементов:
1) время повышения давления в рабочей полости цилиндра,
которое можно разделить на три части:
а) время сжатия столба масла;
б) время перемещения поршня цилиндра на величину де-
формации винта упора (это время зависит от жесткости винта
упора);
в) время заполнения освобождающейся полости редукцион-
ного или дозирующего клапана при его перемещении (это вре-
мя мало вследствие того, что величина перемещения клапана не
превышает 0,1—0,2 мм);
2) время срабатывания реле давления, определяемое време-
нем заполнения полости датчика реле по мере повышения дав-
ления в передней полости цилиндра (при дросселировании на
входе) или временем вытеснения масла из полости датчика реле
под воздействием пружины по мере уменьшения давления в зад-
ней полости цилиндра (при дросселировании на выходе).
Рассмотрим время сжатия столба масла ^при различных
системах регулирования скорости. При дросселировании на вхо-
де в цилиндр без регулятора скорости
РР- д
(33)
Pl
5 Л. С. Брон, Ж. Э, Тартаковский
129
где К— — коэффициент упругости системы;
Ем
F{—площадь передней полости цилиндра;
Hi — высота столба масла в передней полости ци-
линдра;
р р.д. —давление настройки реле давления;
pi — давление в передней полости цилиндра при
рабочей подаче;
Q! — расход масла при повышении давления в ци-
линдре.
Qi = с VpK — p.
Здесь рк—давление настройки предохранительного кла-
пана;
р —давление в передней полости цилиндра;
с — коэффициент пропорциональности.
г_ Оо
V —
V Pk~Pi
Qo — расход масла при рабочей подаче.
Тогда
Рр. д
it
01
УРк Pl dp
Q Vpk — P
^-[pK—pi—V(pK—pP:d)(pK-pi) ]•
4o
(34)
При дросселировании на входе в цилиндр с регулятором ско-
рости
(35>
4о
Соответственно, при дросселировании на выходе из цилиндра
без регулятора скорости
М=~£~(Р*— VPp-дРг ). (36)
чо
где
Г2 — площадь задней полости цилиндра;
Я2 — высота столба масла в задней полости ци-
линдра;
р2 — давление в задней полости цилиндра при рабо-
чей подаче.
130
При дросселировании на выходе из цилиндра с регулятором
скорости
Чо
Для рассмотренного выше механизма подачи с цилиндром
диаметром 125 мм и ходом 200 мм при рр,д—Pi = 5 бар, рк —
— pi = 10 бар и расходе масла через дроссель при рабочей по-
даче Qo^=O,2 л[мин ‘время сжатия столба масла при простом
дросселировании на входе в цилиндр (без регулятора скорости)
составит ^с,м'.ж=0,3 сек, а для механизма подачи с ходом
800 мм— 1,2 сек; при рр, д — pi = 20 бар и рк —pi = 25 бар, вре-
мя сжатия столба масла составит соответственно: для механиз-
ма подачи с ходом 200 мм — 1,4 сек, а для механизма подачи с
ходом 800 мм — 5,4 сек.
При дросселировании на входе в цилиндр с регулятором ско-
рости время сжатия столба масла не зависит от давления на-
стройки предохранительного клапана и составляет при рр, д—
— Pi = 5 бар для механизма подачи с ходом 200 мм — 0,25 сек,
а для механизма подачи с ходом 800 мм— 1,0 сек; при рР.д —
— р} =20 бар — соответственно 1,1 и 4,3 сек.
Приведенные примеры показывают, что при настройке реле
давления (при малых скоростях движения) с чрезмерным запа-
сом, т. е. более 5 бар (такое давление необходимо для надеж-
ного срабатывания реле давления), время запаздывания при
его срабатывании резко возрастает.
Прыжки механизма подачи при снятии нагрузки. При дрос-
селировании на входе в цилиндр величина прыжка механизма
подачи вперед при резком снятии нагрузки определяется по
формуле
AS
(38)
м
где R — сила рабочей подачи.
При дросселировании на выходе
as2 = — •
(39)
Для механизма подачи с цилиндром диаметром 125 мм и хо-
дом 200 мм при /? = 50 000 н ( — 5000 кГ) расчетная величина
прыжка механизма подачи вперед составит 0,54 мм, а для ме-
ханизма подачи с ходом 800 мм — 2,2 мм.
Надо заметить, что фактически наблюдаемые величины
прыжков механизмов подачи обычно значительно меньше рас-
четных, поскольку практически снятие нагрузки происходит не
мгновенно (так, при выходе конической части сверла из отзер-
5* 131
стия нагрузка уменьшается пропорционально длине режущей
кромки ,и т. п.). Очевидно, что при неизменных силе рабочей по-
дачи и диаметре цилиндра прыжок механизма подачи при дрос-
селировании на выходе меньше, чем при дросселировании на
входе вследствие того, что высота задней полости цилиндра Н2
в конце обработки обычно значительно мецьше высоты пе-
редней полости цилиндра Яь тогда как площадь задней по-
лости цилиндра F2 может быть лишь на 20—30% меньше пло-
щади
ГИДРОПРИВОДЫ ПОДАЧИ САМОДЕЙСТВУЮЩИХ
СИЛОВЫХ головок
Основными силовыми узлами, производящими обработку за-
готовок на агрегатных станках средних и больших размеров
(рис. 72) и автоматических линиях из этих станков, являются
самодействующие силовые головки с подвижным корпусом.
Рис. 72. Двухсюронний горизонтальный агрегатный станок барабанного
типа с самодействующими силовыми головками конструкции СКБ-1
серии ЗУ
В табл. 23 приведены основные характеристики самодейст-
вующих гидравлических силовых головок средних и больших
размеров конструкции СКБ-1 серии ЗУ.
Эти головки предназначены для выполнения сверлильно-рас-
точных, фрезерных и других операций и работают с автоматиче-
ским циклом, который может включать следующие переходы:
быстрый подвод; рабочая подача (одна или две); выдержка на
132
I
Таблица 23
Основные характеристики самодействующих силовых головок СКБ-1 серии ЗУ
Нсмер габарита головки Максимальная мощность элект- родвигателя в кет Мощность, расхо- дуемая на привод подачи, в квт Диаметр цилинд- ра в мм 1 Сила пэдачи Рабочее давление в барах Диапазон рабочих подач в мм/мин Скорость быстрых ходов в м{мин Тип насоса Емкость масля- ного резервуара в л * Гидропанель подачи
В н * * в кГ **
• Головки средних размеров 2 3 2,8 0,8 65 9000 900 35 35—900 8,5 5Г12—41А (МГ12-5/5) t 16 4У4221 (с одной рабочей подачей): I исполнение без РД; II исполнение—с РД 4У4222 (с двумя рабочими подачами) I исполнение без РД II исполнение—с РД
4,5 1,0 65 9000 .900 35 35—900 8,5 5Г12—41А (МП 2-5/5) 34 №
90 18 000 1800 20—450 5,5 5Г12—42А (МГ12-5/12) >
Головки больших размеров 4 7 1,6 90 25 000 2500 50 20—1250 9 8Г12-22 (Л1ФС-8/18) 55 * 4У4241 (с одной рабочей подачей): I исполнение— без РД; II исполнение—с РД 4У4242 (с двумя рабочими подачами): I исполнение— без РД; 11 исполнение—с РД
105 35 000 3500 14—950 7
i 5 14 1,7 125 50000 5000 50 10—650 6 8Г12-23А (Л1ФС-8/25) 120 200
150 80 000 8000 7—450 4
6 28 1,9 180 110 000 11 000 50 4,5—310 3,5 8Г12-23 (Л1ФС-8/35) ь
150 80000 8000 7—450 5
мертвом упоре; быстрый отвод по окончании обработки; оста-
новка в исходном положении.
На рис. 73 показан общий вид, а на рис. 74 дана конструк-
ция самодействующей гидравлической силовой головки 3-го га-
барита серии ЗУ.
Электродвигатель 1 (рис. 74) с числом оборотов п —
= 1500 об) мин через зубчатую передачу 2 вращает приводной
вал 3 шпиндельной коробки, передающий вращение рабочим
Рис. 73. Самодействующая гидравлическая, силовая го-
ловка 3-го габарита серии ЗУ
шпинделям (на рис. 74 не показаны). Одновременно вал элек-
тродвигателя через упругую муфту 4 вращает малогабаритный
сдвоенный пластинчатый насос 5 серии Г12-4, подающий масло
в дифференциальный цилиндр 5, привернутый снизу к корпусу
головки. Управление циклом |работы головки производится гид-
равлической панелью 1 (рис. 73) притычного исполнения с ком-
бинированным электрогидромеханическим управлением, привер-
тываемой снаружи к корпусу головки четырьмя винтами 2. На
планке 3 смонтированы упоры управления, перемещающие вер-
тикальный распределительный золотник 4 гидропанели 1 в поло-
жения рабочих подач и «Стоп».
Гидропанель соединена с насосом и гидроцилиндром посред-
ством трубопроводов, размещенных внутри корпуса головки, за-
полненного маслом. Монтаж трубопроводов производится через
окно в верхней стенке корпуса головки, закрытое крышкой 7
(рис. 74). Масло заливают в корпус головки в процессе ее эк-
сплуатации через сетчатый фильтр S.
134
Аналогичную компоновку и конструкцию имеют и самодейст-
вующие силовые головки 2-го габарита серии ЗУ. . .
Для, управления работой гидропривода самодействующих
силовых головок 2 и 3-го габаритов серии ЗУ Харьковским за-
водом «Гидропривод» выпускаются гидропанели двух типов:
4У4221 (с одним дросселем рабочей подачи) и 4У4222 (с двумя
дросселями рабочей подачи). Каждая гидропанель имеет два
исполнения. Гидропанели 4У4221 и 4У4222 Г исполнения не име-
Рис. 74. Конструктивный разрез самодействующей силовой головки
3-го габарита серии ЗУ
ют датчика реле давления. Эти гидропанели предназначены для
установки та силовые головки, работающие с подачей команды
на быстрый отвод от конечного выключателя. Гидропанели
4У4221 и 4У4222 II исполнения имеют встроенный в панель дат-
чик реле давления, который дает возможность силовой головке
работать на мертвом упоре с подачей команды на быстрый от-
вод от реле давления.
Наибольшая пропускная способность гидропанелей по насо-
су рабочей подачи 5 л/мин, по насосу быстрых ходов— 12 л/мин„
наибольшее давление 50 бар. Фактически для обеспечения тре-
буемой силы подачи силовых головок 2 и 3-го габаритов доста-
точно давление в системе гидропривода 30—35 бар.
На рис. 75 приведена гидравлическая схема привода подачи
силовых головок 2 и 3-го габарита серии ЗУ с гидропанелью
4У4222. Здесь 1 — насос рабочей подачи, 2 — насос быстрых хо-
дов, 3 — гидропанель и 4 — цилиндр силовой головки. Масло
поступает в цилиндр при рабочей подаче по принципиальной
135
оэ
о
схеме дозирования, показанной на рис. 8, с дозирующим клапа-
ном, поддерживающим постоянный перепад давления через
дроссель (или два последовательно соединенных дросселя при
второй рабочей подаче), установленный на входе в цилиндр.
Этот же клапан сливает в бак избыток масла, нагнетаемого на-
сосом и не используемого при рабочей подаче, устанавливая в
системе нагнетания давление, пропорциональное нагрузке, пре-
одолеваемой головкой, с учетом трения уплотнений в цилиндре,
трения на направляющих головки и противодавления, создавае-
мого в задней (штоковой) полости цилиндра клапаном проти-
водавления.
Потоки масла при работе головки распределяются верти-
кальным распределительным золотником 5. Этот золотник уста-
навливается в крайние положения, соответствующие быстрому
подводу (БП) и быстрому отводу (ВО) силовой головки, с по-
мощью гидроэлектрического привода управления, который раз-
мещен в кубике 6 гидропанели и включает два золотника управ-
ления диаметром 10 мм — 7 — подвода и 8 — отвода с малога-
баритными электромагнитами типа ЭМ-1 с тяговой силой 15 н
( — 1,5 кГ) и плунжерно-реечную передачу 9. (В ранее выпу-
скавшихся гидропанелях ЗУ4221 и ЗУ4222 золотники управления
перемещались электромагнитами типа ЭС), Когда электромаг-
ниты выключены, полости А и Б плунжера соединены с баком
и золотник 5 удерживается в своем положении фиксатором 10,
При включении одного из электромагнитов масло от насоса 2 с
давлением порядка 2—3 бар направляется в соответствующую по-
лость плунжера 9 и перемещает золотник 5 в положения быст-
рого подвода или отвода. В промежуточные положений первой
или второй рабочих подач (РП) и «Стоп» золотник 5 устанав-
ливается упорами управления, размещенными на салазках го-
ловки. Упоры перемещают золотник 5, воздействуя на него че-*
рез ролик 11.
Гидропривод с панелями типа 4У4221 и 4У4222 работает сле-
дующим образом:
в исходном положении силовой головки электромагниты Э1
и Э2 выключены и распределительный золотник 5 кулачком,
расположенным на салазках, установлен в положение «Стоп».
Масло, нагнетаемое насосом /, сливается через проточки золот-
ника 5 в бак без сопротивления, а масло, нагнетаемое насосом 2,
сливается в бак, отжимая подпорный клапан 12. Назначение
подпорного клапана -—не допускать падения давления в систе-
ме нагнетания насоса быстрых ходов при положении «Стоп» ни-
же 3—4 бар (давление, необходимое для последующего пере-
ключения распределительного золотника 5 плунжером 9 в поло-
жения быстрого подвода или быстрого отвода).
Команда на быстрый подвод дается включением электромаг-
нита подвода Э/, который перемещает золотник управления 7 в
*Г
детое (по схеме) положение, когда масло от насоса быстрых хо-
дов с давлением настройки подпорного клапана поступает под
правый (по схеме) торец плунжера 9 и перемещает его влево
до. упора. Плунжер своей рейкой вращает зубчатое колесо, ко-
торое также находится в зацеплении с рейкой, нарезанной на
верхнем конце распределительного золотника 5,
При этом распределительный золотник опускается в поло-
жение быстрого подвода и удерживается в этом положении фик-
сатором 10 после выключения электромагнита Э1 и возврата
золотника управления 7 пружиной в правое (по схеме) поло-
жение. Масло, нагнетаемое обоими насосами, через проточки
золотника 5 поступает как в переднюю, так и в заднюю полости
дифференцильного цилиндра 4 головки. Масло, вытесняемое из
задней полости цилиндра, добавляется к маслу, нагнетаемому
насосами, и головка быстро перемещается вперед (вправо по
схеме), так как шток цилиндра 4 неподвижен.
Переключение с быстрого подвода на первую рабочую пода-
чу осуществляется по ходу головки от неподвижного путевого
упора, поднимающего золотник 5 на следующую ступень, т. е.
в положение 1-й рабочей подачи, при котором масло от насоса
подачи 1 поступает в переднюю полость цилиндра через дрос-
сель 13, масло от насоса 2 сливается в бак, отжимая подпор-
ный клапан 12, а масло, вытесняемое из задней полости цилинд-
ра, сливается в бак через клапан противодавления 15, назначе-
ние которого—обеспечивать плавное и равномерное перемеще-
ние силовой головки на рабочей подаче.
В гидропанели типа 4У4222 имеется дополнительный дрос-
сель второй рабочей подачи 14, который вступает в работу при
подъеме распределительного золотника 5 упором на следующую
степень. В этом случае масло от насоса подачи 1 проходит по-
следовательно через два дросселя 13 и 14 и головка перемеща-
ется вперед со скоростью второй рабочей подачи, которая всег-
да меньше скорости первой рабочей подачи.
Команда /на быстрый отвод может быть подана нажимом
электрокнопки, путевым конечным выключателем или конеч-
ным выключателем реле давления.
При получении команды на быстрый отвод электромагнит
отвода Э2 перемещает золотник управления 8 в правое (по схе-
ме) положение, при котором масло от насоса 2 поступает под
левый торец плунжера 9. Последний через реечную передачу
перемещает золотник 5 в положение быстрого отвода (после
чего электромагнит Э2 выключается), при котором масло от
обоих насосов через проточки золотника 5 и обратный клапан
16поступает в заднюю полость цилиндра; передняя полость про-
точками золотника 5 сообщается с баком. В конце быстрого от-
воду кулачок «Стоп», оттягивает золотник 5 вниз на одну сту-
пень^ положение «Стоп»), и головка останавливается.
138
При работах, требующих прижима головки к мертвому упо-
ру в гидропанели 4У4221 и 4У4222 второго исполнения встраива-
ется золотник 17, являющийся датчиком реле давления 18. При
остановке головки на мертвом упоре давление масла, проходя-
щего через дроссель, повышается, благодаря чему золотник 17
перемещается влево (по схеме) на 3—5 мм, сжимая свою пру-
жину.
Масло от насоса быстрых ходов (до подпорного клапана)
через проточки этого золотника поступает в реле давления 18,
установленное на противоположной гидропанели стенке силовой
головки; при этом плунжер реле давления, переместившись,
включает конечный выключатель.
В этом случае давление в системе нагнетания повышается
V ti о
до величины, определяемой настройкой предохранительного кла-
пана. Этот клапан регулируется таким образом, чтобы давление
его настройки превышало максимальное давление при рабочей
подаче головки не менее, чем на 5—10 бар (нижнее значение —
для гидросхем без реле давления, верхнее — с реле давления).
При проектировании и эксплуатации гидроприводов подачи
с применением гидропанелей типа 4У4221 и 4У4222 необходимо
учитывать некоторые их отличительные особенности:
1) работа электромагнитов подвода и отвода обязательно
должна быть импульсной, т. е. после начала движения головки
вперед или назад электромагниты сразу же должны быть обес-
точены. В противном случае при набегании ролика 11 (см,
рис. 75) на упоры управления золотник 5 может поломаться или
заклиниться, так как давление масла в полостях А и Б будет
стремиться удерживать его в одном из крайних положений (под-
вода или отвода) ;
2) при использовании гидропанелей 4У4221 и 4У4222 для ра-
боты со ступенчатой подачей золотник 5 из положения быстрого
подвода в положение рабочей подачи должен перемещаться не
обычным кулачком с пологим скосом, а специальным механиз-
мом «стреляющего» типа; последний, срабатывая быстро, пере-
бросит золотник 5 через промежуточное положение, при кото-
ром рабочая подача уже включена, а насос быстрых ходов еще
не разгружен.
На рис. 76 показана самодействующая гидравлическая сило-
вая головка 5-го габарита серии ЗУ. Для управления работой
гидропривода самодействующих гидравлических силовых голо-
вок 4—6-го габаритов серии ЗУ выпускаются гидропанели двух
типов 4У4241 и 4У4242 — соответственно на одну и на две ра-
бочие подачи. Каждая гидропанель имеет два исполнения: с ре*
ле давления и без реле давления.
Наибольшая пропускная способность гидропанелей по насо-
су рабочей подачи 12 л!мин, по насосу быстрых ходов
35 л!мин, наибольшее рабочее давление 50 бар*;
да
На рис. 77 приведена гидравлическая схема привода подачи
силовых головок 4—6-го габаритов серии ЗУ с гидропанелью
4У4242. Масло поступает в цилиндр при рабочей подаче по та-
кой же принципиальной схеме дозирования, как и в панелях
4У4221 и 4У4222.
Потоки масла распределяются при работе головки главным
распределительным золотником 1 гидропанели.
Рис. 76. Самодействующая гидравлическая силовая голов-
ка 5-го габарита серии ЗУ
Золотник 1 перемещается в одном направлении (влево по
схеме) под давлением масла, в другом направлении — под воз-
действием пружины 2.
В процессе рабочего цикла золотник переключается от двух
золотников управления 3 и 4 с электромагнитами 5 и 6 и рыча-
га переключения 7, на который воздействуют путевые упоры уп-
равления (на схеме не показаны). Главный золотник 1 имеет на
конце гребенку, * которая своими вертикальными плоскостями
упирается в фиксатор 8. При подъеме фиксатора 8 пружина
перемещает золотник до упора следующей ступени гребенки в
фиксатор. Последняя ступень гребенки соответствует останову
головки.
7 Гидропанель подачи 4У4242 II исполнения (с наиболее слож-
ным циклом) работает следующим образом:
Быстрый подвод головки. Команда на быстрый подвод дает^
ся включением электромагнита подвода 5. Сердечник электро-
магнита* втягиваясь, перемещает золотник управления 3 в
крайнее нижнее (по схеме) положение, при котором правая (по
схеме) торцовая полость главного распределительного золотни-
«0
ка 1 сообщается с маслом от насоса быстрых ходов 9 под дав-
лением 3—6 бар, определяемым настройкой подпорного кла-
пана 10. ,
Рис. 77. Гидравлическая схема гидропанели подачи 4У4242
Масло от насоса 9, действующее на торец золотника, пере-
мещает его в крайнее левое (по схеме) положение. ' Одновре-
менно под воздействием пружины фиксатор перемещается
вниз до упора'В горизонтальную плоскость* ступени' Гребенки,
141
соответствующей быстрому подводу, так что последующее от-
ключение электромагнита подвода 6 не изменит положения
главного золотника. Масло от обоих насосов по каналам, со-
единенным главным золотником, поступает в переднюю по-
лость цилиндра подачи осуществляя быстрый подвод го-
ловки.
Вытесняемое из задней полости цилиндра масло добав-
ляется к маслу, нагнетаемому обоими насосами, аналогично ра-
боте панели 4У4222.
Первая рабочая подача. По окончании быстрого подвода ры-
чаг переключения 7 находит на путевой упор первой рабочей
подачи и поднимает фиксатор 8 на величину одной вертикаль-
ной ступени гребенки главного золотника Л Пружина переме-
щает главный золотник во второе положение (вторая ступень»
гребенки), соответствующее первой рабочей подаче. При этом
масло от насоса быстрых ходов 9 через подпорный клапан 10
и главный золотник сливается в бак.
От насоса рабочей подачи 12, пройдя через сетчатый фильтр
13, масло поступает к дозирующему клапану 14 и дросселю
первой рабочей подачи 15 и далее через главный золотник оно
поступает в переднюю полость цилиндра //, осуществляя дви-
жение силовой головки со скоростью, соответствующей настрой-
ке дросселя первой рабочей подачи 15. Избыток масла от на-
соса 12 сливается в бак через дозирующий клапан 14 под дав-
лением, пропорциональным нагрузке на цилиндр.
Из задней полости цилиндра 11 масло сливается в бак через
клапан противодавления 16, поддерживающий подпорное дав-
ление в пределах 3—8 бар. Это противодавление способствует
более плавному перемещению головки. Кроме того, при неурав-
новешенной грузом силовой головке в наклонных станках кла-
пан противодавления препятствует сливу масла из задней по-
лости цилиндра в бак, предотвращая произвольное опускание
головки.
Вторая рабочая подача. После окончания первой рабочей
подачи рычаг переключения 7 находит на путевой упор второй
рабочей подачи и поднимает фиксатор 8 на величину еще од-
ной вертикальной ступени гребенки главного золотника /. Пру-
жина перемещает главный золотник в положение второй рабо-
чей подачи. Направление потоков масла в этом случае сохра-
няется таким же, как и при первой рабочей подаче с той разни-
цей, что масло поступает в переднюю полость цилиндра через
два дросселя 15 и 17.
Быстрый отвод. Команда на быстрый отвод головки для
гидропанелей I исполнения подается от конечного выключателя
или путем взвода упорами управления рычага переключения
7 в положение «Отвод». При нажиме на кнопку «Отвод» в лю-
бой момент цикла головку можно отвести назад.
142
При включении электромагнита отвода 6 сердечник элект-
ромагнита, втягиваясь, перемещает золотник 4 в крайнее ниж-
нее (по схеме) положение, при котором масло от насоса бы-
стрых ходов 9 подается под нижний (по, схеме) торец поршня
отвода 18. Перемещаясь вверх (по схеме), поршень отвода 18
поднимает фиксатор 8 еще на одну вертикальную ступень гре-
бенки.
Главный золотник 1, перемещаясь в положение быстрого от-
вода, своими проточками направляет масло от обоих насосов
в заднюю полость цилиндра 11 через обратный клапан 19, а пе-
реднюю полость цилиндра сообщает с баком. Осуществляется
быстрый отвод головки в исходное положение.
Останов в исходном положении. При подходе головки к ис-
ходному положению рычаг переключения 7 находит на упор
«Стоп», который поднимает фиксатор 8 в крайнее верхнее по-
ложение. Главный золотник 1 своей пружиной перемещается в
крайнее правое (по схеме) положение. При этом передняя по-
лость цилиндра И сообщена с баком непосредственно, а его
задняя полость — через клапан противодавления 16.
Масло от насоса рабочей подачи 12 сливается в бак через
главный золотник без сопротивления, а масло от насоса бы-
стрых ходов 9 сливается в бак под давлением 3—6 бар, на-
страиваемым подпорным клапаном 10.
В системе нагнетания насоса рабочей подачи при останове
головки на упоре давление устанавливается предохранитель-
ным клапаном насоса рабочей подачи на 5—10 бар выше мак-
симального рабочего давления. Давление в системе нагнетания
насоса быстрых ходов регулируется предохранительным клапа-
ном 23 насоса быстрых ходов 9 в пределах 15—25 бар.
Для силовых головок, осуществляющих обработку отвер-
стий с точными размерами по глубине, где необходима оста-
новка на мертвом упоре, применяется исполнение гидропане-
ли со встроенным реле давления. Реле давления монтируется
на плите гидропанели рядом с электромагнитами и состоит из
двух элементов: датчика и исполнительного механизма.
При подходе головки на рабочей подаче к мертвому упор)
давление в передней полости цилиндра 11 повышается. Давле-
ние на торец золотника 20 датчика реле давления перемещает
золотник вниз, преодолевая силу пружины'. При этом золот-
ник 20 своими проточками сообщает правый (по схеме) торец
поршня реле давления 21 с потоком масла от насоса быстрых
ходов 9. Поршень перемещается влево (по схеме), включая
конечный выключатель, который непосредственно, либо через
реле времени, включает электромагнит 6 золотника от-
вода 4.
Давление, при котором включается реле давления, регули-
руется винтом датчика реле давления и должно быть на
143
4—6 бар ниже давления, настраиваемого предохранительным
клапаном 22 насоса рабочей подачи 12,
При останове головки на мертвом упоре масло от насоса
быстрых ходов через главный золотник сливается в бак. Масли
от насоса рыбочей подачи 12 сливается через предохранитель-
ный клапан насоса рабочей подачи 22, так как дозирующий
клапан 14 при возрастании давления в цилиндре 11 до макси-
мального закрывается.
В порядке дальнейшей модернизации гидроприводов подачи
силовых самодействующих головок в соответствии с нормалью
машиностроения МН 5577—64 СКБ-1 разработаны гидросхемы
и конструкции гидропанелей для силовых головок серии 5У, ос-
новные технические данные которых приведены в табл. 24.
Гидропанель типа 5У4222 имеет главный распределительный
золотник со ступенчатой гребенкой и электрогидравлическим уп-
равлением перемещения фиксатора (по типу панели 4У4242),
что позволяет управлять циклом работы гидропанели как от
электрических, так и от механических упоров и исключает воз-
можность аварии при несвоевременном выключении электро-
магнитов.
Гидропривод с панелью типа 5У4222 работает следующим
образом (рис 78).
В исходном положении головки электромагниты 1 и 2 гид-
ропанели обесточены и рычаг переключения 3 кулачком, рас-
положенным на салазках, поднят в положение «Стоп».
В этом положении фиксатор 4 перемещен рычагом переклю-
чения 3 в крайнее правое (по схеме) положение, а распредели-
тельный золотник 5 находится в нижнем положении. При этом
масло, нагнетаемое насосом быстрых ходов 6, через подпорный
клапан 7, проточки золотника 5 и отверстие в нем соединяется
с маслом, нагнетаемым насосом подач 8, и сливается в бак
Назначение подпорного клапана 7 то же, что и в панели
4У4222.
При включении электромагнита подвода 1 золотник управ-
ления 9 перемещается влево (по схеме), соединяя магистраль-
ную линию нагнетания насоса 6 с нижним торцем распредели-
тельного золотника 5. Давлением масла распределительный зо-
лотник 5 поднимается вверх до упора, т. е. в положение бы-
строго подвода. При движении силовой головки рычаг пере-
ключения 3 сходит с упора «Стоп» и фиксатор 4 своей пру-
жиной 10 перемещается в крайнее левое (по схеме) положе-
ние, после чего электромагнит подвода 1 обесточивается и зо-
лотник управления 9 своей пружиной перемещается в правое
положение. В этом положений распределительного золотника 5
масло, нагнетаемое обоими насосами, поступает в цилиндр по-
дачи 11, полости которого соединены по дифференциальной
схеме.
144
SH
Головки больших размеров Головки средних размеров Номер габарита головки V
*-j о ел •Ф 00 Ю
4—10 7,5—17 13—30 Ф- ьо 1 to 5° Л4 | ю ел «ф Мощность электродвигателя в квт
•—1 * О <1 сл 0,5 - 0,7 1,1 Мощность, расходуемая на привод подачи, в квт
110/80 140/110 180/125 ООО Оэ сл . Ф- о о сл Диаметр поршня (числитель) и штока (знаменатель) ци- линдра в мм
31 500 56 000 100 000 ►—k 1—* 00 о сл о 8 о в н Сила подачи
J 1 О СП 00 О СП — о о о 560 1000 1800 в кГ ~
40 40 40 00 со ю сл о сл Рабочее давление в барах
00 ел 00 СЛ 00 О Ф> о о о g о g о оо о Фн ел со Фн to ООО оо о о Длина рабочего хода в мм
ел оо ю ЬО Ф“ ст> о " о о 40—700 30—520 20—550 Диапазон рабочих подач в мм/мин
5,0 4,0 3,0 1 Ф- о Ч* о сл сл Скорость быстрых ходов в м/мин
8/18 8Г12-22 8/25 8Г12-23А 8/35 8Г12-23 3/8 ЗГ12-41 3/12 ЗГ12-42А 5/12 5Г12-42А Тип насоса
5У4241 или 5У4242 5У4221 или 5У4222 Тип ; гидропанели подачи
Рис. 78. Гидравлическая схема гидропанели подачи 5У4222
Переход с быстрого подвода на I рабочую подачу осуще-
ствляется от неподвижного путевого упора, который подни-
мает рычаг переключения 3 вверх на следующую ступень и со-
ответственно перемещает фиксатор 4 вправо, давая возмож-
ность пружине 17 переместить распределительный золотник 5
в положение I рабочей подачи. I и II рабочие подачи осущест-
вляются так же, как в гидропанели 4У4222.
Команду на быстрый отвод можно подать нажимом элект-
рокнопки, путевым конечным выключателем, конечным выклю-
чателем реле давления или гидравлическихМ упором управ-
ления.
При необходимости остановки головки на мертвом упоре на
корпус панели устанавливается реле давления 12 с датчиком
13. При возрастании давления масла, нагнетаемого насосом по-
дач 5, золотник датчика реле давления перемещается вправо
(по схеме) на 3—5 мм, сжимая свою пружину, и плунжер реле
12 включает конечный выключатель 14.
Как конечный выключатель реле давления, так и путевой ко-
нечный выключатель и электрокнопка производят включение
электромагнита отвода 2 панели, который перемещает свой зо-
лотник управления 15 в левое положение. Масло от насоса бы-
стрых ходов 6 поступает под левый торец поршня 16, который
перемещает фиксатор 4 вправо, давая возможность пружине
17 переместить распределительный золотник 5 в положение
быстрого отвода.
Масло от обоих насосов через проточки распределительно-
го золотника 5 поступает в заднюю полость цилиндра 11, а
передняя полость проточками золотника сообщается с баком.
В конце быстрого отвода упор «Стоп» поднимает рычаг пе-
реключения 3 вверх, а последний перемещает фиксатор 4 в
крайнее правое положение, давая возможность пружине 17 пе-
реместить распределительный золотник 5 в крайнее нижнее его
положение, т. е. в положение «Стоп», и головка останавли-
вается.
На рис. 79 приведена гидравлическая схема гидропанели
подачи 5У4242, которая отличается от гидропанели 4У4242 сле-
дующим:
а) предохранительный клапан и регулятор скорости разме-
щены в отдельных корпусах;
б) упрощена конструкция реле давления, которое выполне-
но в одном корпусе с датчиком;
в) несколько упрощена гидросхема головки благодаря ис-
ключению обратного клапана.
При этом масло от насоса быстрых ходов в исходном поло-
жении головки и при рабочей подаче сливается в бак через
предохранительный клапан под давлением разгрузки 4—5 бар,
так как разгрузочная канавка предохранительного клапана
147
проточками главного золотника соединена с баком. Такое дав-
ление достаточно для взвода главного золотника и подъема
фиксатора. При быстрых ходах головки разгрузочная канавка
перекрывается главным золотником. С целью уменьшения дав-
ления в гидросистеме во время быстрого подвода головки мас-
Рис. 79. Гидравлическая схема гидропанели подачи 5У4242:
1 — насос рабочей подачи, 2 — насос быстрых ходов, 3 — регулятор скорости, 4 — рас-
пределительный золотник, г 5 — клапан противодавления, 6 — золотник подвода, 7 — зо-
лотник отвода, 8 — рычаг 'переключения, 9 — фиксатор, Л? —поршень отвода, // — реле
давления, 1'2 — цилиндр подачи силовой головки
ло, вытесняемое из задней полости цилиндра, сливается в бак,
минуя клапан противодавления. В исходном положении голов-
ки масло от насоса рабочей подачи сливается в бак через
фильтр и дозирующий клапан под давлением 2 бар. Конструк-
ция гидропанелй 5У4242 предусматривает два способа ее мон-
тажа на стенке силовой головки — с резьбовым (аналогично
гидропанели 4У4242) и с притычным присоединением, как по-
казано на рис. 62, б.
148
6. ГИДРОПРИВОДЫ ПОДАЧИ НЕСАМОДЕЙСТВУЩИХ СИЛОВЫХ УЗЛОВ
С ДИСТАНЦИОННЫМ ЭЛЕКТРИЧЕСКИМ УПРАВЛЕНИЕМ
Механизмы подач ряда силовых узлов агрегатных станков и
автоматических линий целесообразно строить с отдельным гид-
роприводом. На рис. 80 показан вертикальный агрегатный
станок (без приспособления) с несамодействующей силовой го-
ловкой 1.
Здесь гидропривод подачи,
включающий насосную уста-
новку 2 и гидропанель по-
дачи 5, встроен в основание
станка 4. Гидропанель соеди-
нена с цилиндром 5 головки
трубами 6. Управление циклом
работы головки производится
последовательным включением
электрических конечных вы -
ключателей 7 и упорами S.
В данном случае примене-
ние отдельного гидропривода
позволяет уменьшить силу тя-
жести (вес) головки, а следо-
вательно, и силу тяжести (вес)
уравновешивающего головку
противовеса. Кроме того, упро-
щается доступ к гидроприводу
и его обслуживание.
Гидропривод подачи с ди-
станционным электрическим
управлением ' применяется и
в горизонтальных станках, где,
например, по условиям обра-
ботки заготовок на станке не-
обходимо отделить привод по-
Рис. 80. Вертикальный агрегатный
станок с несамодействующей сило-
вой головкой (без приспособления)
дачи от привода вращения
шпинделей, а также в ряде расточных, фрезерных и других
станков со сложной кинематикой привода вращения головок,
в которых не остается места для размещения гидропривода по-
дачи.
В табл. 25 приведены типаж, основные исполнения и харак-
теристики гидропанелей подачи с дистанционным электриче-
ским управлением.
Для дистанционного управления всзвратно-поступлательны-
ми движениями рабочих органов станков, имеющих дифферен-
циальные гидроцилиндры подачи, харьковским заводом «Гидро-
привод» выпускаются гидропанели двух типов: ЗУ4244 и
149
g Таблица 25
Основные характеристики гидропанелей подачи с дистанционным электрическим управлением
Тип Наибольшая пропускная способность в л!хин Электрома гниты Количество дросселей Метод дозирова- ния масла при рабочей подаче Исполнение 4 Z Назначение Примечание
по насосу подач по насосу быстрых ходов по распре- делитель- ным зо- лотникам по регуля- тору ско- рости Количе- ство Тяговая сила в н (числи- тель), в кГ (знаме- натель)
ЗУ4244 < 25 70 ¥ 50/100 12 2 15 «1,5 1 I и II исполне- ния—регулятор скорости с ре- дукционным кла- паном на входе; III и IV испол- нения—регуля- тор скорости с дозирующим клапаном на входе I исполнение без РД II исполнение с РД III исполне- ние без РД IV исполне- ние с РД Для управления работой несамо- действующих силовых голо- вок, силовых столов, и дру- гих аналогич- ных силовых узлов Г идропанели применяются в гидросистемах с дифференци- альным соеди- нением цилиндра
ЗУ4245 3 15 «1,5 2
У4246 12 50 * 50 12 2 30 «3 г 1 Регулятор ско- рости с редук- ционным клапа- ном на выходе I Для управления работой специ- альных расточ- ных и фрезер- ных станков
3 30 « 3 2 II
У4247 « 35 а 12 2 30 «3 1 Регулятор ско- рости с редук- ционным кла- паном на входе Для управления работой силовых узлов малых и средних агре- гатных станков Гидропанель не имеет предохра- нительных кла- панов; соединя- ется только с передней поло- стью дифферен- циального цилиндра
ЗУ4245 соответственно на одну и на две рабочие подачи. Каж-
дая гидропанель имеет четыре исполнения, отличающиеся на-
личием *или отсутствием реле давления (Р. Д.) и принципиаль- •
ной схемой регулирования скорости рабочей подачи на входе в
цилиндр (с дозирующим или редукционным клапаном). Гидро-
панели рассчитаны на работу со сдвоенным пластинчатым на-
сосом серии Г12-2.
Наибольшая пропускная способность гидропанелей по регу-
лятору скорости подачи — 12 л!мин. по распределительным зо-
лотникам— 50 л! мин, наибольшее рабочее давление 50 бар.
Гидропанели подачи ЗУ4244 и ЗУ4245 с дозирующим кла-
паном, с регулированием скорости рабочей подачи по принципи-
альной схеме рис 8, могут быть использованы в гидросистеме
с приводом каждого цилиндра рабочего органа станка от са-
мостоятельного сдвоенного или одинарного пластинчатого (ло-
пастного) насоса. Однако при такой схеме дозирования затруд-
няется возможность использования избыточного масла, нагне-
таемого насосом подач, для управления вспомогательными ме-
ханизмами станка, например: поворотным столом, зажимными
устройствами и др., так как давление в системе нагнетания
этого насоса не остается в процессе работы постоянным, а, как
было сказано выше, устанавливается в соответствии с преодо-
леваемым цилиндром механизма подачи сопротивлением. Это
же делает невозможным питание нескольких одновременно ра-
ботающих цилиндров механизмов подач станков от общего на-
соса.
В подобных случаях применяются гидропанели подачи
ЗУ4244 и ЗУ4245 с редукционным клапаном с регулированием
скорости рабочей подачи по принципиальной схеме рис. 9, а,
при которой давление в гидросистеме (за исключением перед-
ней полости цилиндра) при рабочей подаче устанавливается
предохранительным клапаном и от нагрузки не зависит. При
этом гидропривод станка, имея одну насосную установку, мо-
жет управлять несколькими механизмами.
На рис. 81 показана гидравлическая схема привода подачи
с применением гидропанели подачи ЗУ4245 IV исполнения.
Как видно из гидросхемы, потоки масла в гидропанели
ЗУ4245 распределяются с помощью двух двухпозиционных рас-
пределительных золотников, каждый из которых управляется
своим электромагнитным золотником управления, встроенным
в гидропанель. Применение двух распределительных золотни-
ков, каждый из которых может занимать любое из двух поло-
жений, независимо от положения другого распределительного
золотника, допускает любую последовательность включений
переходов цикла. Ниже рассматривается работа гидропанелей
типа ЗУ4244 и ЗУ4245 в случае применения их для управления
цилиндром подачи силового узла с дифференциальным соеди-
151
бак
17
-14
ssssssss&sss
Рис. 81. Гидравлическая схема
гидропанели подачи ЗУ4245 с
реле давления IV исполнения
1РЛ^
5Л_______
1^ > II
Упор Р.Д. Стоп
ЧДреиаж
?РЛ.
нением полостей, с питанием маслом от сдвоенного пластин-
чатого насоса серии Г12-2.
Исходное положение. В исходном положении электромагни-
ты 31 и'32 (а также З3 для гидропанели ЗУ4245) обесточены.
Золотники управления /, 2 и 3 своими пружинами поставлены в
крайние выдвинутые положения, при которых торцовые левые
(по схеме) полости распределительных золотников 4 и 5 со-
общены с баком. Пружины обоих распределительных золотни-
ков устанавливают их в левые (по схеме) положения.
В гидропанелях I и II исполнений масло, нагнетаемое насо-
сом рабочей подачи 6, направляется в бак под давлением 2—
8 бар, так как верхняя (по схеме) полость предохранительного
клапана 7 этого насоса проточками золотников управления со-
общена с баком.
В гидропанелях III и IV исполнений масло, нагнетаемое на-
сосом рабочей подачи 6, сливается предохранительным клапа-
ном 7 в бак под давлением, регулируемым винтом этого кла-
пана.
В гидропанелях всех исполнений масло, нагнетаемое насо-
сом быстрых ходов 8, направляется предохранительным кла-
паном 9 в бак под давлением 3—6 бар, так как верхняя по-
лость клапана 9 проточками распределительного золотника 5
соединена с баком.
Передняя полость цилиндра распределительным золотни-
ком 4 сообщена с баком, задняя (штоковая) полость заперта
распределительным золотником 5. Дроссель быстрых ходов —
обратный клапан 10 — в гидропанелях III и IV исполнений
давлением масла, нагнетаемого насосом рабочей подачи 6, за-
перт и не допускает слива масла от этого насоса в бак через
предохранительный клапан 9 насоса быстрых ходов.
Быстрый подвод. Команда на быстрый подвод дается вклю-
чением электромагнитов Э\ и Э2. Сердечники электромагнитов
31 и 32, втягиваясь, перемещают золотники управления 1 и 2
в крайние вдвинутые положения, при которых обе торцовые по-
лости распределительных золотников 4 и 5 сообщаются с дав-
лением в системе нагнетания насоса быстрых ходов 8.
Давление, передаваемое маслом на торцы распределитель-
ных золотников 4 и 5, перемещает их в положение быстрого
подвода. Одновременно эти золотники прекращают разгрузку
насосов в бак и масло, нагнетаемое обоими насосами, направ-
ляется в переднюю полость дифференциального цилиндра пода-
чи 11, минуя дроссель. Поршень цилиндра быстро перемещается
вперед, осуществляя быстрый подвод рабочего органа станка.
Масло из противоположной полости цилиндра через проточки
распределительных золотников также направляется в переднюю
полость цилиндра, увеличивая скорость перемещения рабочего
органа станка.
153
Для обеспечения плавного и равномерного движения рабо-
чего органа станка при рабочей подаче служит клапан проти-
водавления 12, который поддерживает в задней полости цилинд-
ра подпорное давление порядка 3—8 бар.
В случае использования гидропанелей III и IV исполнений в
целях управления работой двух и более цилиндров с питанием
их от одного сдвоенного насоса для ограничения поступления
масла в цилиндр при быстрых ходах служит дроссель быстрых
ходов 10.
Первая рабочая подача (для гидропанелей типа ЗУ4245).
Команду на рабочую подачу подает путевой конечный выклю-
чатель, который обесточивает электромагнит Э2 и включает
электромагнит 53 гидропанели ЗУ4245.
Распределительный золотник 5 своей пружиной переме-
щается в положение рабочей подачи, показанное на схеме. Од-
новременно золотник сообщает проточку предохранительного
клапана 9 насоса быстрых ходов с баком, и насос быстрых хо-
дов сливает масло в бак с давлением разгрузки.
Масло, нагнетаемое насосом рабочей подачи, пройдя фильтр,
поступает к дозирующему 13 или редукционному 14 клапану
и дросселю 15 и далее распределительными золотниками 4 и
5 направляется в переднюю полость цилиндра 11, перемещая
его поршень со скоростью, устанавливаемой дросселем 15. В
гидропанели ЗУ4245 масло от дозирующего или редукционного
клапана поступает к распределительным золотникам 4 и 5, про-
ходя через дроссель первой рабочей подачи 15, так как золот-
ник управления подачами 16 перемещен давлением масла в
правое (по схеме) положение.
Из задней штоковой полости цилиндра И масло сливается
в бак, отжимая клапан противодавления 12.
В гидропанелях ЗУ4244 и ЗУ4245 I и II исполнений при ра-
бочей подаче избыточное (не используемое в цилиндре) масло
от насоса рабочей подачи сливается в бак через дозирующий
клапан, который устанавливает в системе нагнетания давление,
пропорциональное нагрузке на рабочий орган станка:
В гидропанелях ЗУ4244 и ЗУ4245 III и IV исполнений избы-
точное масло при рабочей подаче сливается в бак через пре-
дохранительный клапан 7 насоса рабочей подачи. Давление в
системе нагнетания устанавливается вне зависимости от нагруз-
ки настройкой предохранительного клапана 7.
Вторая рабочая подача (для гидропанели типа ЗУ4245).
Команду на вторую рабочую подачу подает конечный выклю-
чатель, который обесточивает электромагнит 53, после чего зо-
лотник управления подачами 16 пружиной перемещается в ле-
вое положение и масло от дозирующего или редукционного кла-
пана поступает в цилиндр 11, пройдя дроссель второй рабочей
подачи 17. Наличие золотника 16 обеспечивает возможность не-
154
зависимой настройки дросселей подач в отличие от гидропа-
нелей подачи самодействующих головок, где скорость второй
рабочей, подачи должна быть обязательно меньше скорости пер-
вой рабочей подачи.
Работа на упоре. Гидропанели ЗУ4244 и ЗУ4245 II и IV ис-
полнений имеют встроенные гидроэлектрические реле давле-
ния 18, предназначенные для подачи электрических команд по
достижении рабочим органом станка мертвого упора.
Реле давления в этом случае работает следующим образом:
после останова перемещавшегося со скоростью рабочей подачи
рабочего органа на упоре расход масл^ через дроссели 15 и 17
прекращается и давление в передней полости цилиндра 11 воз-
растает до величины, настраиваемой предохранительным клапа-
ном 7 насоса рабочей подачи. При этом в гидропанелях ЗУ4244
и ЗУ4245 II исполнения дозирующий клапан давлением масла
запирается, прекращая слив масла от насоса рабочей подачи в
бак.
Под давлением масла золотник 19 датчика реле давления
перемещается, сжимая пружину, и своими проточками сообщает
с насосом быстрых ходов 8 реле давления 18. Масло, посту-
пающее под давлением 3—6 бар в реле давления 18, переме-
щает его плунжер, который включает конечный выключатель.
Пружина датчика реле давления настраивается таким об-
разом, чтобы включение конечного выключателя происходило,
когда давление в цилиндре будет-на 5—6 бар ниже давления
настройки предохранительного клапана 7.
Быстрый отвод. Команда на быстрый отвод может быть по-
дана как конечным выключателем реле давления (или реле
времени), срабатывающим при достижении рабочим органом
станка мертвого упора, так и путевым конечным выключате-
лем. В обоих случаях конечный выключатель выключает элект-
ромагнит Э} и включает электромагнит Эг.
Под воздействием давления масла и силы пружин распре-
делительные золотники 4 и 5 устанавливаются в положение бы-
строго отвода и, так как распределительный золотник 5 за-
крывает своими проточками слив масла от насоса быстрых хо-
дов 8 в бак, масло, нагнетаемое обоими насосами, направ-
ляется в заднюю полость цилиндра 11, который осуществляет
быстрый отвод рабочего органа в исходное положение.
По приходе рабочего органа станка в исходное положение
нажимается конечный выключатель, который обесточивает
электромагнит Э% (см. «Исходное положение»).
Гидропанели дистанционного управления типов ЗУ4244 и
ЗУ4245 предназначены обычно для работы с дифференциаль-
ным цилиндром подачи. При необходимости управления рабо-
той цилиндра подачи, полости которого при быстром подводе
должны быть соединены по недифференциальной схеме, в ма-
155
гистральную линию, соединяющую заднюю полость гидроци-
линдра подачи с панелью, встраивается трехпозиционный золот-
ник переключения 3 типа ЗУ2445 с гидравлическим управле-
нием (рис. 82).
Рис. 82. Гидравлическая схема привода подачи с недифференциальным
соединением полостей гидроцилиндра с применением гидропанели ЗУ4245
* (IV исполнения) и золотника переключения ЗУ2445:
Зь Зг, Эз — электромагниты; 1 и 2 — золотники управления, 3 — золотник переключе-
ния, 4 и 5 — распределительные золотники; 6 — цилиндр подачи, 7 — насос быстрых
ходов, 8 — насос подач
Золотник перемещается из одного крайнего положения в
другое под воздействием масла от насоса быстрых ходов 7, при-
156
чем, подачей масла под торцы золотника управляют те же зо-
лотники управления 1 и 2, которые управляют работой распре-
делительных золотников 4 и 5.
При быстром подводе обе торцовые полости золотника пере-
ключения 3 находятся под давлением и золотник своими пру-
жинами установлен в среднее положение, при котором масло из
задней полости цилиндра через проточки этого золотника сво-
бодно сливается в бак. При рабочей подаче масло от насоса
быстрых ходов 7 золотником управления 1 направляется под
левый (по схеме) торец золотника переключения (правый то-
рец золотника соединен в это время с. баком), перемещая его
вправо. При этом масло из задней полости цилиндра 6 через
проточки этого золотника сливается в бак, отжимая клапан
противодавления, как уже было описано выше. При быстром
подводе золотник переключения занимает крайнее левое (по
схеме) положение, при котором масло от насоса быстрых ходов
поступает непосредственно в заднюю полость цилиндра по-
дачи 6.
Для привода подачи фрезерных и расточных головок, рабо-
тающих по циклу: быстрый подвод, рабочая подача вперед,
рабочая подача назад, быстрый отвод применяется гидропанель
подачи типа ЗУ4244 или ЗУ4245 с дополнительным реверсивным
золотником типа ЗУ4363 (рис. 83) с электромагнитным управ-
лением. При выключенном электромагните 2 реверсивный золот-
ник 1 занимает левое (по схеме) положение, при котором соеди-
нение полостей гидроцилиндра подачи 3 с гидропанелью пода-
чи 4 соответствует схеме рис. 81. При этом масло в перед-
нюю полость гидроцилиндра 3 подается через отверстия в са-
мом золотнике 1, При включении электромагнита 2 реверсив-
ный золотник 1 перемещается вправо и масло, пройдя через
дроссель второй рабочей подачи 5, поступает в штоковую по-
лость цилиндра, перемещая его поршень назад на рабочей по-
даче.
Там, где это необходимо, можно соответствующей настрой-
кой дросселей обеспечивать одинаковые скорости рабочей по-
дачи в обоих направлениях, несмотря на разницу в площадях
полости цилиндра.
На рис. 84 представлена гидравлическая схема привода по-
дачи агрегатного станка с расточной головкой, осуществляю-
щей растачивание отверстия и подрезку торца в обрабатывае-
мой заготовке.
Подача инструмента при растачивании отверстия осуществ-
ляется перемещением корпуса головки посредством цилиндра 1Т
при подрезке торца — поперечным перемещением суппорта по
направляющим вращающейся планшайбы посредством реечной
передачи и цилиндра 2, движущегося вместе с головкой. Рабо-
той гидропривода управляют гидропанель ЗУ4245, установлен-
157
Рис. 83. Гидравлическая схема привода силового узла с рабочей подачей в
обе стороны с применением гидропанели ЗУ4245 и реверсивного золотника
ЗУ4363
358
Цикл работы расточной
головки и суппорта
% ВЛ головки
вл
суппорта
Р.П головки РД
Рfl суппорта
6.0 головки *^|
Вак
ч\\\\\\\
Насос
быстрых
ходов
ренак
Вак
ак
уа\лу//^/7/7/Л
ТГ Hi—
бак
Насос рабочей
расточного стан-
Рис. 84. Гидравлическая схема привода подачи агрегатного
ка с применением гидропанели ЗУ4245 и дополнительного золотника:
1 и 2— цилиндры; 3 ~~ золотник; 4 — золотник переключения подачи; 5—подпорный кла-
пан; 6 — редукционный клапан; / — распределительный золотник; 8 и 9 — дроссели
159»
ная в отдельном гидробаке, и дополнительный золотник, смон-
тированный на самой головке.
Гидропривод станка работает в следующем порядке:
команда на быстрый подвод (БП) головки дается включе-
нием электромагнитов Э1 и Э2, переключение на 1-ю рабочую
подачу (РП) головки производится по ходу головки при нажа-
тии соответствующего упора на путевой конечный выключа-
тель, который выключает электромагнит Э2 и включает элект-
ромагнит ЭЗ. При этом цилиндр 2 золотником 3 заперт в исход-
ном положении.
По окончании рабочей подачи головка давлением масла, по-
ступающего в переднюю полость цилиндра /, прижимается к
-своему мертвому упору, после чего срабатывает реле давле-
ния, дающее команду на включение электромагнита Э4 и 2-ю
рабочую подачу (РП) суппорта, используемую для перемеще-
ния поршня цилиндра 2 и, следовательно, для поперечного пе-
ремещения подрезного суппорта. По окончании этого перемеще-
ния дается команда на включение электромагнита Э2 и голов-
ка быстро отходит в исходное положение, после чего осущест-
вляется быстрый отвод (БО) в исходное положение поршня ци-
линдра 2.
В соответствии с описанным порядком работы настройка ско-
рости перемещения головки при рабочей подаче осуществляется
дросселем 8, а суппорта — дросселем 9. Если скорости подач
головки и суппорта равны или кратны отношениям рабочих
площадей полостей подач их цилиндров, то вместо гидропане-
ли ЗУ4245 можно применить гидропанель ЗУ4244 с одним дрос-
селем рабочей подачи, что позволяет несколько упростить элект-
рическую схему станка.
По аналогичной схеме с применением вместо двухпозици-
онного золотника 3 трехпозиционного золотника с двумя элект-
ромагнитами можно осуществлять цикл работы с предваритель-
ным отводом суппорта до отвода головки.
Гидропривод подачи расточной головки, схема которого изо-
бражена на рис. 84, позволяет осуществить последовательное
управление работой двух цилиндров с помощью только одной
гидропанели подачи. Его достоинством является также отсут-
ствие гибких шлангов или телескопических трубок для подвода
масла к цилиндру 2, перемещающемуся вместе с головкой, роль
которых, как это видно из схемы, выполняет полый шток ци-
линдра головки. Конец штока укреплен неподвижно на станине
станка.
При отладке станков выявился следующий недостаток гид-
росхемы рис. 84: при включении электромагнита Э4 после сра-
батывания реле давления давление в передней полости цилинд-
ра 1 падает до величины, соответствующей сопротивлению
перемещению поршня цилиндра 2. При этом, вследствие упру-
гости мертвого упора и столба масла в цилиндре 1 расточная
J60
Брон, Ж. Э. Тартаковский
Цилиндр силовой
головки
Рис. 85. Гидравлическая схе-
ма привода подачи агрегат-
ного расточного станка с при-
менением гидропанели. ЗУ4244
и дополнительного регулятора
скорости
Зибр/
I
9
„ „ м.
УпорР.Дг^-
12
Цикл работы
(обеих головок) •
Быстрый подвод
-------:----*РСтоп
Быстрый отвод
головка может быть отжата от мертвого упора.
Там, где это недопустимо по условиям работы,
можно рекомендовать схему рис. 85 с независимым
управлением работой гидроцилиндра поперечной
подачи. Здесь скорость перемещения поршня гидро-
цилиндра поперечной подачи 1 регулируется по-
средством регулятора скорости 2 типа Г55-31Б
конструкции ЭНИМС, а управление циклом работы
этого цилиндра производится трехпозиционным
золотником переключения 3 типа ЗУ4328, что по-
зволяет при необходимости останавливать цилиндр
в любом промежуточном положении. По этой схеме
быстрый отвод цилиндров продольной и попереч-
ной подачи можно производить в любой последо-
вательности.
На рис. 86 показана гидравлическая схема
станка, в котором один сдвоенный насос обслу-
живает цилиндры двух силовых головок. Гидро-
привод станка включает гидропанель подачи
ЗУ4244 IV исполнения и гидропанель подачи
ЗУ4244 III исполнения (без предохранительных
клапанов).
Головки станка работают в такой последова-
тельности:
1) одновременный быстрый подвод силовых го-
ловок;
2) рабочая подача головок, включаемая путе-
выми конечными выключателями каждой головки;
3) быстрый отвод головок по окончании обра-
ботки заготовок на каждой позиции, причем в
данном случае команда на отвод одной из головок
дается от реле давления, другой — от конечного
выключателя.
Как видно из схемы гидропривода, масло,
нагнетаемое насосом рабочей подачи /, поступает
к регуляторам скорости обеих гидропанелей и
далее распределительными золотниками направ-
ляется в передние полости цилиндров головок при
их рабочих подачах. В системе нагнетания насоса
рабочей подачи всегда имеется постоянное дав-
ление, определяемое настройкой предохранитель-
ного клапана.
Насос 2 осуществляет быстрые хода головок.
В исходном положении головок масло, нагнетае-
мое насосом 2, сливается в бак с давлением по-
рядка 2—4 бара. При включении распределитель^
ных золотников любой гидропанели разгрузка на-
6* 163
coca 2 на бак прекращается и масло, нагнетаемое им, направ-
ляется в цилиндр соответствующей головки.
Для выравнивания скоростей быстрых ходов головок при их
одновременном подводе или отводе в каждой гидропанели
подачи имеется дроссель быстрых ходов 3 (выполняющий так-
же функции обратного клапана в случае привода механизма по-
дачи от самостоятельного сдвоенного насоса, как это показано
на схеме рис. 81).
Таким образом, при включении гидропанелей в гидросисте-
му, как показано на схеме рис. 86, быстрые хода головок произ-
водятся только маслом, нагнетаемым насосом быстрых ходов,
в отличие от гидросхемы рис. 81, где для этой цели использова-
лось масло, нагнетаемое обоими насосами.
Чтобы не допустить слива масла из передней полости ци-
линдра в бак при длительной остановке вертикальной или на-
клонной головки на сливной магистральной линии каждой пане-
ли дополнительно установлен подпорный клапан 4, как показано
на схеме рис. 86.
Выше была рассмотрена схема управления гидроприводом
двух гидрофицированных механизмов подачи от одного сдвоен-
ного насоса и двух гидропанелей. Управлять работой двух син-
хронно работающих механизмов можно в некоторых случаях
посредством одной гидропанели подачи. На рис. 87 показана
принципиальная гидравлическая схема привода подачи двух
цилиндров 1 и 2 от одного насоса 3 с одним регулятором ско-
рости 4, установленным на выходе из штоковых полостей ци-
линдров. Синхронизация перемещения поршней цилиндров до-
стигается силовой реечной передачей, состоящей из двух реек 5
и 6 и вала 7 с зубчатыми колесами 8 и 9. Недостатком такой
схемы является нагрузка вала 7 разностью сил, воспринимае-
мых гидроцилиндрами 1 и 2. Для разгрузки вала 7 от сил может
быть применено дополнительное гидравлическое следящее
устройство.
В качестве примера возможного решения этой задачи на
рис. 88 приведена гидросхема привода подачи двух
резерных
головок фрезерно-центровального станка агрегатного типа стан-
козавода им. С. Орджоникидзе. Работа головок синхронизирует-
ся с применением следящего золотника и вспомогательной (не
силовой) реечной передачи.
Гидропривод станка работает следующим образом:
Быстрый подвод. Масло от насоса быстрых ходов реверсив-
ными золотниками гидропанели подачи (на схеме не показана)
направляется в штоковую полость гидроцилиндра подачи 1 пра-
вой фрезерной головки и одновременно к следящему золотни-
ку 2. К штоку цилиндра 1 правой фрезерной головки прикреп-
лена рейка 3, Эта рейка посредством двух зубчатых колес 4 и 4',
установленных на одном валу 5, связана с рейкой 6 левой фре-
164
зерной головки. Передаточное число реечного механизма рав-
но /. Рейка 6 может перемещаться относительно корпуса 7 ле-
вой фрезерной головки, с которым жестко связан корпус 8 сле-
дящего золотника 2. Следящий золотник 2 под воздействием
пружины 9 упирается в торец рейки 6.
При перемещении правой фрезерной головки вниз (по схеме)
рейка 6 смещается вниз относительно корпуса 7 левой фрезер-
ной головки, а следовательно, смещается и следящий золотник 2
относительно его корпуса 8.
При этом масло золотником 2
направляется к цилиндру 10,
что вызывает перемещение
штока этого цилиндра и левой
фрезерной головки вниз (по
9 8
Рис. 88. Гидравлическая схема
синхронизации работы фрезерных
головок фрезерно-центровального
станка с применением следящего
Рис. 87. Принципиальная гидравли-
ческая схема синхронизации переме-
щения поршней двух гидроцилинд-
ров с применением силовой реечной
передачи
золотника
схеме) со скоростью, соответствующей величине относительного
смещения следящего золотника 2 по отношению к его кор-
пусу 5. В результате обе фрезерные головки перемещаются
синхронно со скоростью, определяемой производительностью
насосов и рабочей площадью обоих цилиндров. Из нештоковых
полостей цилиндров масло через золотники гидропанели подачи
сливается в бак.
Рабочая подача. При рабочей подаче масло от насоса рабо-
чей подачи направляется в штоковую полость гидроцилиндра 1
правой фрезерной головки и одновременно через следящий зо-
лотник 2 в штоковую полость гидроцилиндра 10 левой фрезер-
ной головки. Из нештоковой полости цилиндра / правой фрезер-
165
ной головки масло через регулятор скорости гидропанели по-
дачи сливается в бак (дросселирование на выходе). Работа ги-
дроцилиндров синхронизируется аналогично описанному выше.
Доступ масла в цилиндры от насоса быстрых ходов закрыт раз-
делительным клапаном гидропанели подачи.
Быстрый отвод. Масло от насоса быстрых ходов распреде-
лительными золотниками гидропанели направляется в бесшто-
ковые полости цилиндров подачи обеих фрезерных головок, вы-
Рис. 89. Гидравлическая схема привода подачи агрегатного расточного станка
с гидропанелью У4246
полняя их быстрый отвод в исходное положение. При этом ма-
сло из штоковых-полостей гидроцилиндров свободно сливается
в бак, а доступ масла в цилиндры от насоса рабочей подачи пе-
рекрыт распределительным золотником гидропанели.
В описанной схеме применение гидравлического следящего
золотника позволяет почти полностью разгрузить реечную пе-
редачу от сил. Эта ‘ передача воспринимает только силу пру-
жины 9.
. На рис. 89 приведена гидравлическая схема гидропривода
подачи расточного станка с применением гидропанели У4246
с дросселированием масла на выходе из цилиндра по принци-
пиальной схеме рис. 11, а.
166
Схема гидропанели У4246 выполнена таким образом, что
разгрузка насосов на бак в положении «Стоп» производится не-
посредственно распределительными золотниками, поскольку эта
гидропанель предназначена для установки на станки, в которых
каждый механизм подачи питается своей насосной установкой.
Станок работает по следующему циклу:
1) быстрый подвод головки (ввод борштанги);
2) замедленный подвод головки к промежуточному упору;
3) остановка головки на промежуточном упоре для опуска-
ния обрабатываемой заготовки в рабочее положение;
4) рабочая подача головки; .
5) остановка головки по окончании обработки для подъема
заготовок;
6) быстрый отвод головки с борштангой;
7) остановка головки в исходном положении.
К особенностям гидропривода подачи расточных станков это-
го типа относятся сочетание малых скоростей подач (порядка
6 мм/мин) и больших скоростей быстрых ходов (порядка
5—8 м!мин), так как при обработке заготовок некоторых де-
талей требуется перемещать головки с борштангами на расстоя-
ние, доходящее до 2—2,5 м.
Очевидно, что при использовании для этих станков гидро»
привода подачи одного из описанных выше типов пришлось бы
установить на станках цилиндр диаметром не менее 150 мм (для
обеспечения подачи, равной 6 mmImuh) и насосы с суммарной
производительностью 70 л/мин (для обеспечения требуемых ског
ростей быстрых ходов). При этом получение плавной (без рыв»
ков) подачи с цилиндром такой большой длины было бы свя»
зано со значительными трудностями.
Как показано на схеме рис. 89, цилиндр быстрых ходов диа»
метром 90 мм производит быстрый подвод и отвод головки
с борштангой. Рабочая подача головки осуществляется дроссе-
лированием масла, вытесняемого из передней полости цилиндра
подачи диаметром 200 мм с ходом 300—500 .мм. Работой гидро»
привода станка управляют две гидропанели; гидропанель пода-
чи / (У4246) и специальная гидропанель переключения 2. Тре-
буемые скорости быстрых ходов достигаются применением сдво-
енного насоса серии Г12-1 (Л1ФС12/35).
Гидропривод станка работает следующим образом.
В исходном (отведенном) положении головки электромагни-
ты Э1 и Э2 гидропанели 1 выключены и распределительные зо-
лотники 3 и 4 этой панели своими пружинами установлены в по*
ложение «Стоп».
Масло, нагнетаемое насосом быстрых ходов 5, по трубопро-
воду 6 поступает к разделительному клапану 7 и далее через
каналы и проточки гидропанели сливается в бак. 1
167
Масло, нагнетаемое насосом подач 5, поступающее к гидро-
панели по трубопроводу 9, направляется в бак тем же путем.
Таким образом, в положении «Стоп» насос подач 8 полностью
разгружается на бак. Масло, нагнетаемое насосом быстрых хо-
дов 5, сливается в бак, отжимая пружину разделительного кла-
пана 7 или предохранительного клапана 10, вследствие чего
в трубопроводе 6 давление не падает ниже 2—4 бар.
Команда на быстрый подвод головки дается от электрокноп-
ки «Вперед», нажим на которую включает электромагниты Э1
и Э2 (якорь электромагнита ЭЗ гидропанели переключения 2
при этом находится во втянутом положении).
Масло, нагнетаемое обоими насосами, направляется распре-
делительными золотниками 3 и 4 по трубопроводу 11 к золот-
нику 12, отжимая обратный клапан 13 гидропанели 2.
Золотник 12 направляет масло в переднюю полость 14 ци-
линдра подачи 15, прижимая поршень 16 к левой (по схеме)
крышке цилиндра. Одновременно масло поступает и в заднюю
полость 17 цилиндра подачи, но не может перемещать его пор-
шень, так как этому противодействует давление масла в перед-
ней полости цилиндра, действующее на большую площадь. Од-
новременно масло по трубопроводу 18 направляется в заднюю
полость 19 цилиндра быстрых ходов 20, быстро перемещая го-
ловку 21 вперед. Масло, вытесняемое из передней полости ци-
линдра 20, поступает по трубопроводам 22 и 23 к гидропанели
подач и далее в бак.
После ввода борштанги в обрабатываемое отверстие заго-
товки головка нажимает на конечный выключатель, который
выключает электромагнит Э2, и головка на замедленной скоро-
сти двигается дальше до упора гаек 24 в торец штока 25 ци-
линдра 15. При этом головка останавливается, так как ее даль-
нейшему перемещению препятствует давление масла, действую-
щее на поршень цилиндра подачи со стороны полости 14. Ма-
сло, нагнетаемое насосом быстрых ходов 5, сливается в бак.
Разделительный клапан 7 запирается давлением масла в ма-
гистральной линии 9.
После опускания обрабатываемого изделия в рабочее поло-
жение, от нажима электрокнопки «Вперед» включается электро-
магнит Э4 (электромагнит Э1 при остановке головки оставался
включенным). Масло, нагнетаемое насосом подач S, продол-
жает поступать к гидропанели 2 и далее в задние полости ци-
линдров 15 и 20.
Давлением масла на поршень цилиндра 20 головка прижи-
мается к торцу штока 25 и перемещается вместе с ним со ско-
ростью, определяемой настройкой дросселя 26 гидропанели по-
дачи, через который проходит масло, вытесняемое из полости 14
цилиндра подачи.
По окончании обработки заготовки нажимается конечный
168
выключатель, который обесточивает электромагнит Э1, и голов-
ка останавливается.
После подъема обрабатываемой заготовки в положение для
вывода борштанги нажимом электрокнопки «Назад» включа-
ются электромагниты Э2 и ЭЗ.
Масло, нагнетаемое обоими насосами, направляется распре-
делительными золотниками гидропанели подачи 1 к гидропане-
ли 2 и далее по трубопроводу 22 в переднюю полость цилиндра
20, Поршень цилиндра осуществляет быстрый отвод головки
в исходное положение. Масло, вытесняемое поршнем из поло-
сти 19, поступает по трубопроводу 18 в полость 17 цилиндра по-
дачи.
Одновременно золотником 12 масло, вытесняемое из полости
19, направляется в полость 14 цилиндра подачи. Благодаря на-
личию в гидропанели подпорного клапана 27 в обеих полостях
цилиндра подачи создается давление порядка 8—10 бар, кото-
рое, действуя на большую рабочую площадь поршня этого ци-
линдра (со стороны его полости 14), производит быстрый воз-
врат поршня в исходное положение. По приходе поршня ци-
линдра подачи в исходное положение давление в полости 14
поднимается и масло, вытесняемое из задней полости 19 ци-
линдра 20, отжимая подпорный клапан 27, направляется золот-
никами гидропанели подачи в бак.
По приходе головки в исходное положение конечный выклю-
чатель выключает электромагнит Э2 и головка останавливается
(положение «Стоп»). \
Некоторые типы гидрофицированных фрезерных станков,
встраиваемых в автоматические линии, должны при обеспече-
нии больших осевых сил фрезерования порядка 80 000—100 000 н
( — 8000—10000 кГ) иметь высокие скорости быстрого отвода
фрезерной бабки (до 8—40 м/мин). Быстрый отвод бабки
используется для транспортирования заготовок между позиция-
ми автоматической линии.
На рис. 90 в качестве примера возможного решения этой за-
дачи показана гидравлическая схема тяжелого фрезерного
станка, встроенного в автоматическую линию обработки кор-
пусной детали трактора.
Гидропривод станка включает цилиндр рабочей подачи /,
цилиндр быстрых ходов 2, гидропанель подачи 3, гидропанель
быстрых ходов 4, путевой дроссель 5 и сдвоенный пластинчатый
насос, состоящий из насоса рабочей подачи 6 и насоса быстрых
ходов 7.
Гидропривод станка в автоматическом цикле работает сле-
дующим образом.
Быстрый отвод фрезерной головки и транспортирование за-
готовки. После окончания операции отжима обработанной на
станке заготовки включается электромагнит <?. Давлением
масла распределительные золотники 9 и 10 устанавливаются
в правые (по схеме) положения. Золотник 18 направляет ма-
£ло, нагйетаемое обоими насосами, по трубопроводу 11 в пра-
вук) (по схеме) полость цилиндра 2, осуществляя быстрое пере-
мещение головки. При этом собачки конвейера, связанного
Цикл работы фрезерной головки
г ' Рабочая подача
Быстрый отвод* ।
-транспортировка отвод
--------—F------------------------------
Упор переднего
положения
головки
4
4
Рис. 90. Гидравлическая схема привода подачи фрезерного станка
Р , г '
с головкой, перемещают обрабатываемую заготовку на следую-
щую позицию. Одновременно масло, вытесняемое из полости 12
цилиндра рабочей подачи Г, направляется золотником 10 в по*
лЬсть/3 этого цилиндра. . • • ' ' 1
Приподходе головки к мертвому упору кулачок торможения
14 нажимает на золотник путевого дросселя 5, частично пере-
крывающий путь масла по трубопроводу 15 из левой (по схеме)
полости цилиндра, вследствие чего давление в трубопроводе11
повышается, часть масла, нагнетаемого насосом быстрых хо-
дов 7, сливается предохранительным клапаном 16 в бак, и ско-
рость перемещения фрезерной головки замедляется, что обеспе-
чивает плавный подход ее к упору. >•
Рабочая подача фрезерной головки. После окончания опера-
ции зажима следующей заготовки, поданной на позицию фре-
зерования, конечный выключатель через командоаппарат уча-
стка автоматической линии выключает электромагнит 8 и вклю-
чает электромагнит 17, перемещающий распределительный зо-
лотник 18 в правое (по схеме) положение: При этом золотники
9 и 10 своими пружинами устанавливаются в положения, пока-
занные на схеме; предохранительный клапан 16 разгружает на-
сос быстрых ходов 7 на бак. Масло от насоса рабочей подачи 6
по трубопроводам 15 и 19 направляется в левые (по схеме) по-
лости цилиндров 1 и 2. Масло, вытесняемое из противополож-
ных полостей цилиндров, поступает к редукционному клапану
20 и дросселю 21, которым регулируется скорость перемещения
фрезерной головки.
Положение «Стоп». При остановке станка или при необхо-
димости остановки фрезерной головки в процессе наладки элек-
тромагниты 8 и 17 выключаются, насос быстрых ходов 7 разгру-
жается на бак, а полости цилиндров 1 и 2 запираются распре-
делительными золотниками.
Применение в рассматриваемом гидроприводе фрезерного
станка двух цилиндров: цйлиндра рабочей подачи /диаметром
165 мм и цилиндра быстрых ходов 2 диаметром 125 мм позво-
ляет получать с помощью насоса серии Г12-1 (ЛЗ-1ФС 50/35)
общей производительностью 85 л]мин скорости быстрых ходов
фрезерной головки ~9,5 м!мин, при диапазоне рабочих подач
200—1200 мм/мин и силе рабочей подачи до 120 000 н
(«12 000 кГ). Для привода этого насоса требуется электродви-
гатель мощностью — 7 кет.
Если бы на станке был установлен один цилиндр с рабочей
площадью, обеспечивающей ту же силу подачи, то для питания
этого цилиндра (при сохранении' вышеуказанной скорости бы-
стрых ходов) потребовались бы насосы общей производитель-
ностью 240 л/мин с соответствующей емкостью гидробака и
с электродвигателем мощностью 14 кет.
t В порядке дальнейшей модернизации гидроприводов подачи
несамодействующих силовых узлов в соответствии с нормалью
машиностроения МН 5578—64 СКБ-1 разработаны гидросхемы
и конструкции гидропанелей подачи с дистанционным электриче-
171
ским управлением серии 5У (см. рис. 61, б), основные техниче-
ские данные которых приведены в табл. 26.
Таблица 26
Основные характеристики гидропанелей подачи с дистанционным
электрическим управлением серии 5У
Тип гидро- панели Наибольший расход масла в л!мин Пределы регулирования расхода масла при рабо- чей подаче в л!мин Наибольшее рабочее дав- ление в бар Количество дросселей рабочих подач Исполнение Назначение
в магистральной линии насоса ра- бочей подачи й магистральной линии насоса быстрых ходов при рабочей по- даче при быстрых ходах
5У4244 12 35 ОД- 12 50- 25 1 I—с дози- рующим кла- паном без РД II—с дози- рующим кла- паном с РД III—с редук- ционным кла- паном без РД IV—с редук- ционным кла- паном с РД Для управле- ния работой несамодейст- вующих си- ловых узлов с дифферен- циальным и недифферен- циальным соединением цилиндра, с дросселиро- ванием масла на входе в цилиндр
5У4245 2
5У4254 35 50 1—35 1
5У4255 2
Примечания:*!. Суммарная производительность насосов для гидропанелей типа
5У4254 и 5У4255 не должна превышать 70 л!мин.
2. Гидропанели III и IV исполнений путем перемонтажа труб могут быть использованы
для работы с регулятором скорости на выходе из гидро цилиндра.
Нормалью предусмотрены два типа гидропанелей, отличаю-
щиеся друг от друга пределами расхода масла при рабочих по-
дачах и быстрых ходах. Оба типа взаимозаменяемы по габарит-
ным и присоединительным размерам с панелями ЗУ4244 и
ЗУ4245. В обоих типах гидропанелей нормалью предусмотрено
как притычное присоединение в целях сокращения простоев при
смене панелей для ремонта, так и резьбовое присоединение
гидромагистралей насосов и цилиндра, что необходимо для
обеспечения взаимозаменяемости с гидропанелями, уже находя-
щимися в эксплуатации.
Оба типа гидропанелей предназначены для управления ра-
ботой гидроцилиндров по дифференциальной и недифференци-
альной схеме с дросселированием масла на входе и на выходе
из цилиндра. Панели имеют встроенный подпорный клапан и
реле давления (РД) улучшенной конструкции.
172
11 12 8
бак
бак
Бак
Рис. 91. Гидравлическая схема гидропанели подачи 5У4245:
/ — насос рабочей подачи» 2 — насос быстрых ходов, <? —регулятор скорости, 4 — зо-
лотники управления, 5 — распределительные золотники, 6 — разделительный золот-
ник, 7 — клапан противодавления, 5 — подпорный клапан, 9 — реле давления, 10 —
цилиндр подачи, 11—18 — присоединительные отверстия
бак
18
16
13
На рис. 91 показана гидросхема панели 5У4245. При исполь-
зовании панели для управления работой недифференциального
цилиндра необходимо отсоединить трубу от отверстия И и при-
соединить ее к отверстию 12, заглушив отверстие 11 пробкой,
В случаях, когда не допускается падение давления в системе
нагнетания насоса высокого давления во время быстрых ходов,
необходимо заглушить пробкой отверстие 13.
При использовании панели для работы цилиндра с дроссе-
лированием на выходе необходимо отверстие 14 соединить
с отверстием 15, отверстие 16 — с отверстием 17 и отверстие 18 —
с баком.
7, ГИДРОПРИВОДЫ ПОДАЧИ СИЛОВЫХ ГОЛОВОК ПИНОЛЬНОГО ТИПА
В заготовках, подлежащих обработке на агрегатных станках
средних и больших размеров, а также на автоматических ли-
ниях, скомпонованных из этих станков, часто встречаются раз-
личные платики, отверстия малого диаметра и т. п., для обра-
ботки которых необходимо иметь силу подачи в пределах
2000—4000 н ( — 200—400 кГ). Там, где это возможно, такие опе-
рации группируются и производятся Соответствующими режу-
щими инструментами, устанавливаемыми в шпиндельных короб-
ках описанных выше самодействующих и несамодействующих
силовых головок.
Для выполнения операций обработки отдельных небольших
отверстий, расположенных под различными углами, часто при-
меняются малые силовые головки с механическим (кулачковым)
приводом подачи.
Вместе с тем, некоторые из перечисленных выше операций
(например, сверление отверстий малого диаметра и большой
глубины) наиболее рационально выполнять одношпиндельными
малогабаритными силовыми головками пинольного типа с гид-
равлическим приводом подачи.
В ряде случаев целесообразность применения гидравлическо-
го привода подачи малых силовых головок и других силовых
узловое малыми силами подачи обусловливается тем, что на
станке уже есть" гидропривод для зажима, транспортирования
или других операций, который можно использовать и для подачи.
Гидравлические приводы подачи малых силовых узлов наи-
более рационально строить с применением системы дозирования
масла с регулятором скорости на входе в цилиндр и соедине-
нием задней (штоковой) полости последнего непосредственно
с системой нагнетания насоса — по принципиальной схеме
рис, 10, а.
На рис. 92 показана гидрокинематическая схема пинольной
головки типа СК-64 конструкции СКБ-1 для хода до 100 мм.
Головка состоит из чугунного корпуса 1, в продольной ра-
сточке которого перемещается поршень 2 с двумя штоками, об-
174
CH
zzzzzzzzzzzzz
106 Д
. В гидропанель
станка
Рис. 92. Гидроки-
нематическая схе-
ма пинольной го-
ловки типа СК-64
От гидропанели
станка
ly^XVVVVkV^XXVVV,^
\\\\\\\\\\
V/7//77777ZZZ
7ZZZZZ
разующими полую пиноль головки. На переднюю часть штока
надет кронштейн 3, связывающий пиноль со скалкой упоров.
В пиноли на двух шарикоподшипниковых опорах вращается
шпиндель 4. Задний шлицевый конец шпинделя 4 входит в шли-
цевую втулку редуктора, привернутого к заднему торцу корпуса
головки.
Корпус головки установлен на салазках 5, по которым он
может перемещаться цилиндром 6, встроенным в салазки. Шток
7 цилиндра салазок выполнен полым и его внутренние каналы
используются для соединения гидропривода головки с гидроси-
стемой станка.
В расточке поршня 8 цилиндра салазок находится «плаваю-
щий» золотник Я назначение которого — соединять с баком ка-
налы а вне зависимости от направления подвода масла к са-
лазкам из гидросистемы станка. Масло подводится к салазкам
через дроссель 10, которым ограничивается скорость перемеще-
ния пиноли, а также скорость подвода и отвода головки при
питании нескольких головок от одного общего насоса.
К верхней части редуктора привернут электромагнитный зо-
лотник 11, соединенный трубками 6 с полостью А цилиндра са-
лазок, через отверстия в корпусе — с гидропанелью 12 и через
каналы а с полостью Б цилиндра салазок.
В притычную гидропанель головки встроены редукционный
клапан 13, дроссель 14 и комбинированный золотник рабочей
подачи 15 с обратным клапаном 16, Гидропривод головки рабо-
тает следующим образом.
Исходное положение головки и пиноли. Масло из гидросисте-
мы станка поступает через трубопровод б в полость А цилиндра
салазок. Полость Б этого цилиндра реверсивным золотником
или краном гидросистемы станка соединена с баком. Давлением
масла на поршень 8 головка прижимается к передним упорам
(на схеме не показаны). Из полости А масло поступает под ле-
вый (по схеме) торец золотника 9, удерживая его в правом по-
ложении.
Через полый шток 7 и трубки б масло поступает к золотни-
ку 11 и в полость Г цилиндра головки. Электромагнит золот-
ника 11 выключен и последний занимает левое (по схеме) по-
ложение. Золотник перекрывает доступ масла к гидропанели
головки и одновременно соединяет полость В цилиндра головки
с баком через каналы и трубки г, в и а; давлением масла пи-
ноль прижимается к заднему упору.
Быстрый подвод пиноли. Команда на быстрый подвод пино-
ли дается от нажима электрокнопки станка, включающей элек-
тромагнит золотника 11. Золотник направляет масло по кана-
лам в к гидропанели головки и далее по каналам г в полость В
цилиндра головки, осуществляя быстрый подвод пиноли вперед.
Масло, вытесняемое из полости Г, добавляется к маслу, посту-
176
лающему в полость В от насоса, увеличивая скорость быстрого
подвода пиноли.
Рабочая подача пиноли. При своем движении пиноль головки
перемещает скалку 17 с кулачком 18. При подходе инструмента
к обрабатываемой заготовке скос кулачка 18 нажимает на зо-
лотник 15, который перекрывает свободный проход маслу в по-
лость Г цилиндра головки, и пиноль продолжает перемещаться
вперед со скоростью рабочей подачи, величина которой устанав-
ливается дросселем 14.
Рис. 93. Гидравлическая
схема специального
двухстороннего четырех-
шпиндельного фрезерно-
го станка
7
Быстрый отвод пиноли. После окончания рабочей подачи ко-
нечный выключатель упоров управления (на схеме не показан)
или конечный выключатель 19 реле давления 20 выключает
электромагнит золотника И, после чего пиноль головки возвра-
щается в исходное положение.
На рис. 93 показана гидравлическая схема специального
двухстороннего четырехшпиндельного станка с малыми фрезер-
ными головками, предназначенного для обработки заготовки де-
тали швейной машины. Гидропривод станка включает пластин-
чатый насос 1, гидропанель управления 2, в которой смонтиро-
ваны предохранительный клапан 3 и два электромагнитных
золотника — золотник 4 вертикальной фрезерной головки 5 и зо-
лотник 6 горизонтальной фрезерной головки 7, а также две нор-
мализованные гидропанели, построенные по гидросхеме рис. 92.
177
На рис. 94 показан общий вид и конструктивный разрез при
тычной гидропанели, в расточках которой размещены фильтр /,
нерегулируемый редукционный клапан 2, дроссель 3 и золот-
ник рабочей подачи 4 со встроенным в нёго обратным клапаном.
Максимальная пропускная способность гидропанели (при быст-
рых ходах) 16 л/мин.
На рис. 95 приведена гидравлическая схема гидропанелй по-
дачи сверлильной головки агрегатированного фрезерно-центро-
вального станка. Гидропривод головки работает следующим об-
разом.
Быстрый подвод. При включении электромагнита Э\ золот-
ник управления 1 перемещается в левое (по схеме) положение.
Масло от насоса через полость 2 цйлиндра подачи 3, золотник
рабочей подачи 4 и золотник управления 1 поступает в полость
над верхним торцем реверсивного золотника 5 и перемещает его
в нижнее (по схеме) положение. При этом открывается проход
маслу через проточки реверсивного золотника в полость 6 ци-
линдра подачи 3. Пиноль головки быстро перемещается вперед
(влево по схеме), так как при одинаковом давлении в полоеДях
178
цилиндра 3 сила со стороны .полости 6 больше вследствие раз-
ницы в диаметрах штоков. г
Рабочая подача. Головка* переключается на рабочую подачу
путем нажатия кулачка 7 на золотник рабочей подачи 4, кото-
рый перемещается в нижнее (по схеме) положение. При этом
масло от насоса через полость 2 цилиндра, подачи 3, золотник
рабочей подачи 4, сетчатый фильтр 3, редукционный клапан 9,
дроссель рабочей кодачи 10 и реверсивный золотник 5 [который
под воздействием давления масла удерживается в нижнем (по
9 11 1
Рис. 95. Гидравлическая схема гидропанели подачи сверлильной
головки фрезерно-центровального станка
схеме) положении] поступает в полость 6 цилиндра подачи 3.
Пиноль головки перемещается вперед со скоростью рабочей по-
дачи, определяемой настройкой дросселя 10.
Быстрый отвод. Команда на быстрый отвод пиноли дается
выключением электромагнита Эь При этом золотник управле-
ния 1 под воздействием пружины 11 перемещается вправо (по
схеме), соединяя полость над верхним торцом реверсивного зо-
лотника 5 с баком, вследствие чего золотник 5 под воздействием
пружины 12 перемещается в верхнее (по схеме) положение.
Масло от насоса поступает в полость 2 цилиндра подачи 3, осу-
ществляя быстрый отвод пиноли; из полости 6 масло сливается
в бак через проточки реверсивного золотника 5.
179
На рис. 96 приведена гидравлическая схема панели У4247
с дистанционным электрическим управлением для привода по-
дачи малых силовых узлов с силой подачи до 5000 н —500 кГ,
имеющих дифференциальные цилиндры) подачи. Гидропанель
управляет поступлением масла только в переднюю полость ци-
линдра.
Скорость перемещения поршня гидроцилиндра при рабочей
подаче регулируется по принципиальной схеме рис. 10, а с по-
мощью регулятора скорости, включающего редукционный кла-
пан и дроссель, установленные на входе в цилиндр. При этом
в задней полости цилиндра, соединенной непосредственно с на
сосом, создается постоянное противодавление.
180
Исходное положение. В исходном положении электромагни-
ты 31 и З2 обесточены. Золотники управления 1 и 2 своими пру-
жинами поставлены в крайние выдвинутые положения, при ко-
торых левые (по схеме) торцовые полости распределительных
золотников 3 и 4 сообщены с баком. Пружины обоих распредели-
тельных золотников устанавливают их в левые (по схеме) поло-
жения. Передняя полость цилиндра подачи 5 запирается рас-
пределительными золотниками. Каналом 6 гидропанель соеди-
няется с передней полостью дифференциального цилиндра 7,
каналом 8 — с насосом рабочей подачи, ^каналамиРи 10 — с на-
сосом быстрых ходов.
Быстрый подвод. Команда на быстрый подвод дается вклю-
чением электромагнитов Э\ и Э%. Сердечники электромагнитов,
втягиваясь, перемещают золотники управления 1 и 2 в крайние
вдвинутые положения, при которых обе торцовые полости рас-
пределительных золотников 3 и 4 сообщаются с насосом. Масло
перемещает эти золотники вправо (по схеме) в положение бы-
строго подвода.
Из системы нагнетания масло направляется в переднюю по-
лость цилиндра, минуя дроссель рабочей подачи И. Поршень
цилиндра 7 быстро перемещается вперед, осуществляя быстрый
подвод силовой головки к обрабатываемой заготовке. Вытес-
няемое из задней полости цилиндра масло добавляется к маслу,
нагнетаемому насосом, увеличивая скорость перемещения порш-
ня цилиндра.
Рабочая подача. Команду на рабочую подачу подает конеч-
ный выключатель, который выключает электромагнит Э%. При
этом распределительный золотник 4 своей пружиной переме-
щается в положение рабочей подачи, показанное на схеме.
Масло, нагнетаемое насосом рабочей подачи, пройдя редук-
ционный клапан 12 и дроссель //, через распределительные зо-
лотники направляется в переднюю полость цилиндра 7, переме-
щая его поршень со скоростью, устанавливаемой дросселем,
преодолевая при этом давление масла на поршень со стороны
задней полости цилиндра.
Быстрый отвод. Команда на быстрый отвод может быть по-
дана путевым конечным выключателем либо конечным выклю-
чателем реле давления (или реле времени), срабатывающим при
достижении рабочим органом станка мертвого упора. В любом
случае конечный выключатель выключает электромагнит 31 и
включает электромагнит Э%.
Давлением масла и воздействием пружины распределитель-
ные золотники 3 и 4 устанавливаются в положение быстрого
отвода. При этом передняя полость цилиндра сообщается с ба-
ком и масло, поступающее от насоса в заднюю полость цилинд-
ра, производит быстрый отвод рабочего органа станка в исход-
ное положение,
и
181
В тех случаях, когда одна насосная установка питает маслом
несколько независимо работающих силовых головок, применяет-
ся раздельный подвод масла к гидропанели от двух насосов.
При этом для управления разгрузкой насоса быстрых ходов
используются две дополнительные проточки золотника управ*
ления 2. ’
На рис. 97 показана гидравлическая схема станка, предназ-
каченного для одновременного точного растачивания и подрезки
дна шести отверстий в заготовке корпусной детали.
.. Подача заготовки при растачивании отверстий производится
в приспособлении, которое перемещается гидроцилиндром»
управляемым гидропанелью подачи с дистанционным управле-
нием. При этом электромагнит 1 выключен и расточные головки
поршнями 2 цилиндров прижаты к задним упорам (на схеме не
показаны). По окончании растачивания отверстий приспособле-
ние останавливается на упоре, после чего через реле давления
включается электромагнит /. Поршни 2 (одновременно всех
шести головок) начинают двигаться вперед со скоростью рабо-
чей подачи, перемещая посредством реечной передачи летучие
суппорты головок, резцы которых подрезают торцы отверстий»
причем каждый торец обрабатывается независимо от других.
После окончания обработки всех торцов электромагнит 1 вы-
ключается и все суппорты быстро возвращаются в исходное по-
ложение.
Цилиндры расточных головок станка выполнены с отноше-
нием рабочих площадей 4:1. Такое соотношение выбрано как
для ограничения силы прижима суппортов к задним упорам, так
и для увеличения скорости их быстрого отвода.
Давление в трубопроводе а ограничивается редукционным
клапаном 3.
Гидропанели подач в этом случае встроены непосредственно
в крышки цилиндров головок. Для дозирования масла в этих
гидропанелях применяются те же малогабаритные редукционные
клапаны, фильтры и дроссели, что и в гидропанели пинольной
головки.
На рис. 98 представлена гидравлическая схема привода по-
дачи расточной головки пинольного типа с точной остановкой
по гидравлическому следящему упору. Головки этого типа при-
меняются в тех случаях, когда по условиям обработки корпус-
ных деталей из* легких сплавов требуется выдержать точный
размер по глубине расточки от поверхности заготовки, а упор
головки в эту поверхность можно производить с силой, не пре-
вышающей 100—150 н (—10—15 кГ), т. е. меньшей, чем осевая
составляющая силы резания.
Работает гидропривод головки следующим образом.
В исходном положении электромагнит 1 панели обесточен.
Золотник управления 2 под воздействием пружины 3 находится
182
' Рис. 97. Гидравлическая схема специального расточного станка /
л"
133
в верхнем исходном положении, соединяя левую (по схеме) тор*
цовую полость следящего золотника 4 с магистральной линией
нагнетания. Следящий золотник 4 находится в правом крайнем
положении, сжимая пружину 5. Задняя полость цилиндра 6 по-
стоянно соединена с насосом, передняя полость проточками еле-
«
Рис. 98. Гидравлическая схема привода подачи расточной головки с точной
остановкой по гидравлическому следящему упору
дящего золотника 4 соединена с баком. Цилиндр головки нахо-
дится в исходном (заднем) положении. [При выключенном на-
сосе гидростанции следящий золотник находится в левом (по
схеме) положении, а обе полости цилиндра соединены с на-
сосом].
Движение головки вперед со скоростью первой рабочей по-
дачи начинается после включения электромагнита 1 панели. Прн
этом золотник управления 2 перемещается вниз, соединяя левук>
торцовую полость следящего золотника 4 с баком. Под воздеист-
184
вием пружины 5 следящий золотник перемещается в левое (по
схеме) положение. Масло от насоса через соответствующие про-
точки следящего золотника < редукционный клапан 7 и дрос-
сель первой рабочей подачи 8 поступает в переднюю полость ци-
линдра 6 головки.
Не доходя нескольких миллиметров до заданной глубины
расточки следящий золотник упирается в поверхность обрабаты-
ваемой заготовки. При дальнейшем перемещении цилиндра 6 го-
ловки масло по проточкам 9 и 10 поступает под нижний (по схе-
ме) торец золотника управления подачей 11, перемещая его
вверх. При этом положении золотника J1 масло поступает в пе-
реднюю полость цилиндра 6 головки через редукционный кла-
пан 7 и дроссель второй рабочей подачи 12.
Одновременно золотник 11 включает микропереключатель 15,
который дает команду на включение реле времени. Головка про-
должает двигаться вперед, прижимая золотник 4 к поверхности
заготовки с силой пружины 5 до тех пор, пока проставочное
кольцо 13, размер которого h выполнен с высокой степенью точ-
ности, не перекроет проточки 14 следящего золотника. При этом
поступление масла к редукционному клапану прекратится и го-
ловка остановится.
По окончании обработки команда на отвод головки подается
реле времени, обесточивающим электромагнит 1. При выключе-
нии электромагнита 1 панели золотник управления 2 под воз-
действием пружины 3 перемещается в верхнее исходное положе-
ние, соединяя левую торцовую полость следящего золотника 4
с магистральной линией нагнетания. Следящий золотник, прео^
долевая силу пружинь» 5, перемещается в правое (по схеме) по-
ложение. Передняя полость цилиндра 6 проточками золотника 4
соединяется с баком. Головка быстро отводится назад в исход-
ное положение.
& ГИДРОПРИВОДЫ ПОДАЧИ СИЛОВЫХ ГОЛОВОК ДЛЯ ГЛУБОКОГО
СВЕРЛЕНИЯ ОТВЕРСТИЙ
При сверлении отверстий, глубина которых превышает 4—5
диаметров сверла, требуется периодически выводить сверло из
отверстия для того, чтобы охладить сверло и очистить его канав-
ки от стружки. Для сверления глубоких отверстий целесообраз-
но применять гидравлические силовые головки, снабженные спе-
циальными механизмами для периодического вывода сверла.
Существует несколько методов управления процессом глубо-
кого сверления.
Управление по времени
При этом методе одновременно с пуском головки вперед вклю-
чается реле времени, которое после заданной выдержки дает
команду на вывод сверла. После прихода головки в исходное по-
185
ложение снова дается команда на быстрый подвод головки й
включается реле времени.
Скользящий подвижной упор обеспечивает переключение го-
ловки с быстрого подвода на рабочую подачу с небольшим не-
доходом до того места, где было прервано сверление. Так как
скорость быстрых ходов значительно превышает скорость рабо-
Рис. 99. Механизм ступенчатой подачи для самодействующих гидравличе-
ских силовых головок средних размеров при сверлении глубоких отверстий
.г
чей подачи, то участки отверстий, просверливаемые между про-
межуточными выводами сверла, практически равны между
собой.
При сверлении глубоких отверстий самодействующими гид-
равлическими силовыми головками средних размеров с гидро-
панелью подачи 4У4222 (см. рис. 75) они дополнительно осна-
щаются механизмом ступенчатой подачи «стреляющего» типа
с подвижным упором.
Механизм ступенчатой подачи, показанный на рис. 99, рабо,-
тает следующим образом.
В положении быстрого подвода упор-рычаг 1 удерживается
защелкой 2 в нижнем положении. При движении головки Впе-
ред упор 3 выдергивает защелку 2 и упор /, поворачиваясь, бы-
стро перебрасывает распределительный' золотник гидропанели
в положение рабочей подачи.
При последующем движении головки упор 3 перемещает
ползушку 4 вперед до тех пор, пока по истечении заданного
интервала времени реле времени не даст команду на быстрый
отвод головки; при этом упор 3 нажимает на упор 1 и возврат
щает его в исходное положение.
При следующем подводе головки вперед она переключается
на рабочую подачу, не доходя до места окончания сверления
предыдущей ступени; величина недохода регулируется винтом 5,
В конце хода головки после окончания обработки отверстия ры-
186
чаг 6, наталкиваясь на упор 7, поворачивается и освобождает
рычаг 8, который освобождает конечный выключатель 9 с целью
предотвратить при приходе головки в исходное положение пода-
чу команды на последующий быстрый подвод. При быстром от-
воде головки рычаг 8 захватывает ползушку 4 и возвращает ее
в исходное положение. <
Рис. 100. Гидравлическая схема силовой головки АУ335 в положении рабо-
чей подачи
При использовании для глубокого сверления отверстий са-
модействующих силовых головок больших размеров с гидропа-
нелями типа 4У4242 на салазки головок устанавливаются сколь-
зящие упоры несколько более простой конструкции — без стре-
ляющего механизма, роль которого выполняет фиксатор и гре-
бенка самой гидропанели (см. рис. 77).
На рис. 100 показана гидравлическая схема несамодействую-
щей силовой головки для глубокого сверления типа АУ335 кон-
струкции Харьковского завода агрегатных станков (ХЗАС)
также с управлением процессом глубокого сверления с помощью
реле времени [20].
Гидропривод головки включает следующие узлы: гидропа-
нель 1 с распределительным золотником 2, электромагнитом 3
187
и регулятором скорости 4, состоящим из дросселя и редукцион-
ного клапана, путевой золотник 5, упоры управления, гидроци-
линдр 6 и насос.
Команда на быстрый подвод подвижного корпуса головки 7
дается от электрокнопки, включающей электромагнит J. Золот-
ник 2 перемещается влево (по схеме). При этом масло от насоса
по каналу 8 поступает в штоковую полость 9 цилиндра 6, пере-
мещая головку вперед со скоростью 10—12 м1мин. Из полости 19
цилиндра масло свободно сливается в бак. Когда кулачок If
через рычаг 12 и промежуточный плунжер 13 переместит золот-
ник 5, канал 14 перекроется и масло из полости 10 цилиндра бу-
дет проходить в бак только через регулятор скорости 4, осуще-
ствляя рабочую подачу головки.
При включении электромагнита 3 включается также реле
времени, которое через определенный интервал выключает элек-
тромагнит 3, вследствие чего золотник 2 под воздействием пру-
жины перемещается в правое (по схеме) положение, при кото-
ром масло по каналу 8 направляется в обе полости цилиндра 6^
осуществляя быстрый отвод головки в исходное положение.
В конце быстрого отвода упор, расположенный на головке, на-
жимает на микропереключатель (упор и микропереключатель
на схеме не показаны) и включает электромагнит 3, вновь даю-
щий команду на быстрый подвод головки.
При движении головки вперед кулачок 11 встретит упор 15
и остановится. За каждый цикл движения вперед кулачок 11 бу-
дет удаляться от упора 16 и приближаться к упору 17 на вели-
чину просверленной части отверстия. В момент касания кулач-
ка И и упора 17 стержень 18 опускается и нажимает на микро-
переключатель 19, дающий команду на окончание цикла работа
головки и выключение электромагнита 3. При окончательном
возврате головки в исходное положение кулачок 11 задержи-
вается специальным упором до тех пор, пока не займет своего
первоначального положения.
Управление процессом глубокого сверления с помощью реле
времени применяется и в силовых гидравлических головках мно-
гих иностранных фирм: TOS (ЧССР), Натко (США), Хюллер
(ФРГ) и др.
Следует отметить, что сверление глубоких отверстий малого
диаметра с управлением по времени не является наиболее про-
изводительным методом, так как нагрузка на сверло в процессе
сверления нарастает не равномерно, а прогрессивно и поэтому
длина отверстия, проходимая за один заход сверла, должна
с каждой ступенью уменьшаться.
При управлении же по времени, как указывалось выше»
длины ступеней практически получаются одинаковыми, что за-
ставляет делать все ступени равными последней (минималь-
ной) ступени.
188
Путевое управление
При этом методе длина каждой ступени выбирается незави-
симо, что позволяет уменьшить количество промежуточных вы-
водов сверла (по сравнению с управлением по времени), так как
сверление в этом случае производится с уменьшающимся шагом.
На рис. 101 показана гидравлическая схема пинольной го-
ловки для глубокого сверления отверстий типа АУ422 конструк-
ции ХЗАС [25]. Здесь применено путевое управление процессом
глубокого сверления, при котором глубина каждой ступени
устанавливается с помощью «запоминающего» храпового меха-
низма с неравномерным шагом зубьев храповика, который вра-
щается при рабочей подаче, пиноли. При повороте храповика на
одно деление защелка, связанная с микропереключателем, за-
скакивает во впадину между зубьями. Микропереключатель вы-
ключает электромагнит быстрого подвода и пиноль возвращает-
ся в исходное положение.
Цилиндр 1 пиноли выполнен дифференциальным. Масло от
насоса всегда поступает в меньшую полость 2 цилиндра. При
быстром подводе пиноли вперед золотники гидропанели зани-
мают положение, показанное на схеме, при котором полость 3
цилиндра соединяется с баком. Рабочая подача пиноли вклю-
чается нажимом кулачка рабочей подачи на путевой золотник 4,
который направляет масло, вытесняемое из полости 3, через ре-
дукционный клапан 5 и дроссель 6. По окончании рабочей по-
дачи и обесточивании электромагнита быстрого подвода золот-
ник 7 перемещается вниз (по схеме) и сообщает обе полости
цилиндра с насосом; при этом пиноль быстро отводится назад
в исходное положение. Двухплунжерное гидроэлектрическое ре-
ле давления 8 может быть использовано для ограничения осевой
силы пиноли при рабочей подаче.
Применение системы путевого управления позволяет сверлить
глубокие отверстия по заранее заданной программе как по ко-
личеству ступеней сверления, так и по длине каждой ступени.
Недостатком системы путевого управления является труд-
ность осуществления более 10—12 выводов сверла, что ограни-
чивает возможную глубину сверления.
Управление по нагрузке на сверло
Наиболее рационально управлять процессом глубокого свер-
ления силовыми гидравлическими головками подачей команды
на вывод сверла из отверстия в момент, когда нагрузка на него
достигает предельно допустимой величины.
Нагрузка, действующая на сверло, как известно, складывает-
ся из двух компонентов — осевой силы и крутящего момента.
Исследования, проведенные с длинными сверлами диаметром
6—10 мм показали, что наиболее рационально регулировать
189
о О О О О О О О О О О О ООО о о
I
Рис. 101. Гидравлическая схема силовой
головки АУ422 для глубокого сверления
5
величину каждой ступени ограничением крутящего момента, на-
гружающего сверло. При этом в качестве параметра, контроли-
рующего крутящий момент, имеется возможность использовать
зависимость изменения силы тока электродвигателя от нагрузки
сверла крутящим моментом.
На рис. 102 показан конструктивный разрез, а на рис. 103 —
гидравлическая схема несамодействующей пинольной головки
2МУ4531 конструкции СКБ-1, предназначенной для глубокого
сверления отверстий диаметром 6—10 мм по указанному выше
способу.
Пиноль 1 головки (рис. 102) перемещается штоком 2 цилинд-
ра 3, встроенного в корпус головки. Весь корпус головки еще
одним цилиндром 4, размещенным в салазках 5, можно отводить
назад для смены инструмента. Циклом работы пиноли головки
управляет гидропанель притычного исполнения с электромагнит-
ным и кулачковым управлением.
Величина ступеней сверления ограничивается допустимой на-
грузкой от крутящего момента (Л1ЛР) на сверле; с целью регу-
лировки нагрузки в электросистему питания асинхронного элек-
тродвигателя головки включены конденсаторы (для повышения
соэф 'и обеспечения пропорциональной зависимости между на-
грузкой и силой тока) и токовое реле. Настраивая уставку то-
кового реле на силу дока, соответствующую допустимой нагруз-
ке на сверло, можно получить электрическую команду на свое-
временный отвод пиноли для очистки сверла от стружки.
Гидропривод головки 2МУ4531 построен по такой же прин-
ципиальной схеме, как гидропривод головки на рис. 92. Отличи-
тельная его особенность — применение в гидропанели 1 (рис. 103)
сервоуправления с малогабаритным электромагнитом 2 и золот-
ника «стреляющего» типа 3.
Работает гидропривод следующим образом.
При включении электромагнита 2 реверсивный золотник 4
перемещается в положение, показанное на схеме; при этом
«стреляющий» золотник 3 находится в верхнем положении, в ко-
тором удерживается подпружиненной защелкой 5. ТАасмъ от на-
соса по каналам а, б, в и г направляется в полость А цилинд-
ра 3, перемещая пиноль вперед со скоростью быстрого под-
вода.
При подходе сверла к обрабатываемой детали кулачок 7
выдергивает защелку 5 и золотник 3 под воздействием пружины
быстро перемещается в положение, показанное на схеме. При
этом масло поступает в полость А цилиндра 6 через редукцион-
ный клапан 8 и дроссель 9. После выдергивания защелки 5 ку-
лачок 7 перемещается вместе со скалкой 10 до упора защелки 5
в регулируемый винт 11. При дальнейшем перемещении скалки
10 кулачок 7 остается неподвижным. Путь, проходимый кулач-
ком 7 от момента выдергивания защелки до упора в винт 11.
191
WSJfSfSJSJ
zzzzzzzz
z?>zo
Рис. 102. Конструктивный разрез пинольной силовой головки 2МУ4531 для глубокого
сверления
SRI
22£22S222^^^'*!S!8il???^^5^B’®?®^' й Jy уЙ"
/////7Z77
Брон, Ж. Э. ТартаковскиЙ
4 Ю /2 /
Цикл работы пиноли а
Быстрый "подвод
*| Рабочая g
\ подача g
« Быстрый отвод| ||
Рис. 103. Гидравлическая схема силовой головки 2МУ4531
определяет величину недохода при последующей ступени свер-
ления. Описанная конструкция «стреляющего» золотника позво-^
ляет устанавливать величину недохода 0,5 мм и более.
При возрастании нагрузки на сверло срабатывает токовое
реле, которое выключает электромагнит 2; при этом золотник 4
перемещается в нижнее (по схеме) положение, направляя масло
от насоса в полость Б цилиндра 6 и соединяя полость А этого
цилиндра с баком. Одновременно масло по каналам б и д на-
правляется к золотнику 3, перемещая его в верхнее (исходное)
положение, в котором он запирается защелкой 5.
По окончании быстрого отвода головки вновь включается
электромагнит 2 и головка быстро движется вперед, как было
описано выше, с включением рабочей подачи с недоходом по
отношению к месту, где было прекращено сверление предыду-
щей ступени.
Поршень 12 предназначен для запирания скалки и пиноли
при вертикальной установке головки, когда прекращается рабо-
та насосной установки.
9. ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ УРАВНОВЕШИВАНИЕ
ВЕРТИКАЛЬНЫХ СИЛОВЫХ ГОЛОВОК
Вертикальные силовые головки агрегатных станков обычно
уравновешиваются при помощи противовеса. Применение гид-
равлического уравновешивания путем создания подпорного дав-
ления в передней полости гидроцилиндра подачи не нашло прак-
тического применения вследствие наличия утечек мимо уплот-
нений поршня и самопроизвольного сползания по этой причине
головки при ее длительной остановке в верхнем положении.
Кроме того, недостатком гидравлического уравновешивания
применительно к агрегатным станкам является трудность уни-
фикации конструкций цилиндров вертикальных и горизонталь-
ных головок. При установке цилиндра вертикальной головки та-
ким образом, чтобы сила тяжести (вес) головки воспринимался
маслом, находящимся в передней полости цилиндра, масло при
рабочей подаче должно подводиться в штоковую полость ци-
линдра, тогда как в горизонтальных головках масло при рабо-
чей подаче поступает в переднюю полость.
Однако гидравлическое уравновешивание можно с успехом
применять в ряде специальных вертикальных станков, где па
конструктивным соображениям невозможно разместить проти-
вовесы.
На рис. 104, а показана часть гидросхемы специального вер-
тикально-фрезерного станка с гидравлическим уравновешива-
нием фрезерной головки.
Головка 1 большую часть времени цикла находится в одном
из двух крайних положений и поэтому абсолютной герметизации
194
Рис. 104. Гидравлическое уравновешивание фрезерной головки:
а — схема уравновешивания; б — шариковый замок
Рис. 105. Гидравлическое уравновеши-
вание малой силовой головки
7* 195
I-
f
полости 2 цилиндра не требуется. Сползанию головки из верхне-
го положения препятствует шариковый замок 3, конструкция
которого показана на рис. 104,6. Замок работает следующим
образом.
При подъеме головки полость 4 цилиндра соединяется с ба-
ком; под воздействием пружины 5 втулка 6 перемещается нав-
стречу поршню 7 и расклинивает шарики 8, которые, попадая
в сферическую проточку втулки 9, запирают поршень в верхнем
положении. При установке распределительных золотников гидро-
панели в положение быстрого подвода, масло, поступающее от
насосов в полость 4 цилиндра, отжимает втулку вверх; при этом
замок освобождается, шарики 8 выходят из сферической про-
точки втулки 9 и поршень 7 опускается.
Обратный клапан 10 (рис. 104, п), соединенный с насосом
быстрых ходов, обеспечивает заполнение полости 2 цилиндра
маслом при пуске станка после продолжительных перерывов
в работе. При недостаточном заполнении маслом полости 2 го-
ловка может упасть в момент освобождения замка.
Пиноли малых гидравлических силовых головок при верти-
кальной установке последних уравновешиваются давлением ма-
сла, поступающего от насоса непосредственно в полость 1 ци-
линдра пиноли 2 (рис. 105). Для предотвращения сползания
пиноли в головке предусмотрен поршневой гидравлический за-
мок, фиксатор 3 которого удерживает пиноль в верхнем исход-
ном положении при падении давления в трубопроводе.
ГЛАВА
IV
t
СТАНЦИИ ГИДРОПРИВОДА
И ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ АППАРАТУРА
1. СТАНЦИИ ГИДРОПРИВОДА СИЛОВЫХ УЗЛОВ
АГРЕГАТНЫХ СТАНКОВ
Станции гидропривода силовых узлов предназначены для
осуществления рабочих подач и быстрых перемещений не-
самодействующих силовых головок, силовых столов и других
механизмов подачи агрегатных станков как отдельных, так и
встроенных в автоматические линии.
Станция гидропривода 5У4841 конструкции СКБ-1 (рис. 106),
выполненная по нормали машиностроения МН 4668—63, пред-
ставляет собой гидроагрегат, состоящий из гидробака 1
емкостью ~ 150 л, насосной установки 2, гидропанели дистанци-
онного управления 3 и системы охлаждения 1йасла.
Конструкцией станции предусмотрена возможность установ-
ки там, где это необходимо, вертикального щита с притычной
гидроаппаратурой для управления вспомогательными механиз-
мами агрегатных станков.
Техническая характеристика станции гидропривода 5У4841
приведена в табл. 27.
Таблица 27
Техническая характеристика
станции гидропривода 5У4841 силовых узлов агрегатных станков
Наименование
Мощность электродвигателя насосной установки в кет . . . .
Емкость бака вл.............................. .
Наибольшее количество тепла, отводимого системой охлаждения
при температуре охлаждающей среды до 20° С:
в кд ж !'i ................ ...... .
в ккал/ч ............ , ..........
Наибольшая допустимая температура масла в баке в °C. . . .
Расход воды через теплообменник станции с водяным охлаж-
дением в л[час не более .......................
Величина
1,7—4,5
150
^8400
2000
55
200
Гидробак 1 представляет собой тонкостенную сварную кон-
струкцию, выполненную в виде высокого и узкого резервуара;
197
ZZZZZZZZZZZZZZ
Рис. 106. Станция гидропривода 5У4841
конструкции СКВ-1 с водяным охлажде-
нием для силовых узлов агрегатных стан-
ков
такая форма бака способствует улучшению условий теплоотда-
чи. В двух боковых стенках гидробака выполнены окна с пла-
тикамц для установки гидропанели 3. В зависимости от удобст-
ва расположения гидропанель можно устанавливать в любом
из окон; другое окно при этом закрывается крышкой. Непосред-
ственно под гидропанелью закреплен съемный поддон 5 для
сбора утечек масла.
Для удобства обслуживания гидробак поднят над полом на
двух стойках. В дне гидробака имеется пробка 6 для слива ма-
сла. Внутри гидробака имеется перегородка, отделяющая зону
всасывания масла от зоны слива, что^способствует улучшению
условий выпадения из масла загрязняющих частиц.
На верхнем платике гидробака смонтирована нормализован-
ная насосная установка 5У4831, состоящая из фланцевого элек-
тродвигателя 7 и соединенного с ним через эластичную муфту 8
гидронасоса 9, погруженного в масло. Метод монтажа насосной
установки с трубами нагнетания 10, выведенными к крышке //,
позволяет менять вышедший из строя насос без разборки вну-
треннего трубопровода и без слива масла из гидробака. На верх-
ней стенке гидробака имеется также крышка 12 с сетчатым
фильтром 13 (для залива масла) и сапуном.
Системы охлаждения. При тяжелых режимах работы гидро-
привода (с точки зрения выделения тепла), а также при жест-
ких требованиях к сохранению стабильности величины подачи
силового узла, для дополнительного охлаждения масла в стан-
циях гидропривода или рядом с ними устанавливаются рекупе-
ративные водяные или воздушные теплообменники, в которых
тепло передается от масла к охлаждающей среде — воде или
воздуху — через поверхность труб или сотовый радиатор.
На рис. 106 показан встроенный в гидробак водяной тепло-
обменник с рабочей площадью ~0,8 м2 (площадь поверхности
змеевика ~0,5 м2 и площадь поверхности кожуха ~0,3 м2).
Масло из предохранительного клапана насоса высокого давле-
ния панели перед сливом в гидробак пропускается по змеевику
14. Охлаждающая вода из водопроводной сети подводится
внутрь кожуха через отверстие 15. Таким образом, вода охлаж-
дает одновременно масло в гидробаке и масло с более высокой
температурой, поступающее из предохранительного клапана.
Включение подачи и регулирование количества воды, посту-
пающей в теплообменник, может производиться вручную с по-
мощью ручного запорного вентиля 16. В гидросистемах, рабо-
тающих с переменными режимами, а также при эксплуатации
оборудования в условиях значительных колебаний температуры
окружающего воздуха в течение суток температура масла в ги-
дробаке может быть стабилизирована, а расход охлаждающей
воды уменьшен введением системы автоматического регулирова-
ния. С этой целью на гидробаке устанавливается терморегуля-
199
тор, термобаллон 17 которого вмонтирован в бак. (Терморегу-
лятор типа ТДД-61 представляет собой манометрический дат-
чик температуры и имеет пределы регулируемых температур от
20 до 50 °C и разрывную мощность контактов 300 ва).
В трубопровод, соединяющий теплообменник с водопрово-
дом, встраивается электромагнитный вентиль 18. Термобаллон
соединен капиллярной трубкой с сильфоном терморегулятора
ТДД-61, давление в котором уравновешивается пружиной. При
повышении температуры масла в баке до настроенной жидкость
термобаллона через капилляр воздействует на сильфон, выводя
его из равновесия, что вызывает срабатывание ртутного выклю-
чателя. Выключатель своими контактами замыкает цепь элек-
тромагнита вентиля, который открывает доступ воды из водо-
провода в теплобменник. После снижения температуры масла
в баке электромагнит обесточивается и вентиль запирается.
Для регулировки температуры масла применяется также по-
лупроводниковый терморегулятор ПТР-2, чувствительным эле-
ментом которого является термосопротивление, погруженное
в масло и включенное в цепь моста переменного тока. При по-
вышении температуры масла напряжение на диагонали моста
изменяется до тех пор, пока не сработает выходное реле, замы-
кающее цепь электромагнита вентиля. Наличие чисто электри-
ческой связи между чувствительным элементом и самим термо-
регулятором позволяет устанавливать терморегулятор не непо-
средственно на гидробаке, а в закрытом электрошкафу станка,
что способствует повышению надежности его работы.
Опыт эксплуатации гидробаков с автоматической терморе-
гулирующей аппаратурой показывает, что температура в гидро-
баке может поддерживаться в пределах 35—40 °C с колеба-
ниями не более 2 °C.
Фирма Виккерс (США), как правило, выпускает станции
гидропривода аналогичного назначения с наружным располо-
жением насосной установки (7]. Установка насоса снаружи об-
легчает доступ к нему для осмотра и ремонта, а также способ-
ствует уменьшению нагрева масла в гидробаке, так как тепло,
выделяющееся в результате механических потерь в насосе,* не
идет на нагрев масла, а рассеивается в окружающее простран-
ство. Это позволяет несколько уменьшить необходимое коли-
чество масла, а следовательно, и габариты станции гидропри-
вода.
Однако при этом приходится принимать специальные меры,
обеспечивающие отсутствие подсоса воздуха через уплотнения
вращающегося вала насоса и соединения всасывающих труб,
иначе возможно нарушение нормальной работы гидропри-
вода.
Контрольно-регулирующая аппаратура управления работой
насоса устанавливается над гидробаком на трубах.
200
2. СТАНЦИИ ГИДРОПРИВОДА ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
t
Станции гидропривода вспомогательных устройств предназ-
начены для управления работой транспортных, поворотных, за-
жимных, контрольных и тому подобных механизмов автоматиче-
ских линий посредством распределительных и контрольно-регу-
лирующих аппаратов притычного исполнения, монтируемых
преимущественно на вертикальных щитах.
Гидроаппаратура отечественных автоматических линий
монтируется, как правило, на вертикальных щитах станций
гидропривода.
На рис. 107 показана станция гидропривода конструкции
СКБ-1, выполненная в соответствии с нормалью машинострое-
ния МН 4667—63 и предназначенная для управления работой
гидрофицированных зажимных, транспортных и других вспомо-
гательных устройств участка автоматической линии. Станция
гидропривода представляет собой гидроагрегат, состоящий из
гидробака 1 типа 5У4845 емкостью 200 л, насосной установки 2
типа 5У4831 с электродвигателем мощностью от 1,7 до 10 кет,
гидрошкафа 3 типа 5У4847 с вертикальным щитом для установ-
ки гидроаппаратуры и системы охлаждения масла.
Гидробак 5У4845 и гидрошкаф 5У4847 выполнены в виде
тонкостенных сварных конструкций. На вертикальном щите ги-
дрошкафа (рис. 108) монтируются различные гидроаппараты
притычного исполнения. Кожух гидрошкафа (см. рис. 107) за-
щищает аппаратуру со всех сторон, что повышает надежность
станции гидропривода в эксплуатации. Трубы, идущие от зо-
лотников к гидроцилиндрам автоматической линии, могут быть
выведены по обе стороны от гидростанции, что обеспечивает
удобство их разводки; в боковых стенках гидрошкафа для этого
имеются специальные переходные соединения.
Станция гидропривода для конкретной автоматической линии
собирается по специальному сборочному чертежу и по гидрав-
лической схеме, выполненным для данной линии. В местах уста-
новки гидроаппаратов, количество и типы которых определяются
гидросхемой, в щите, имеющем четыре исполнения по высоте,
вырезаются окна для подвода через них труб к плитам гидроап-
паратов. Корпус каждого гидроаппарата привертывается к своей
плите, а стык между ними уплотняется резиновыми кольцами
круглого сечения. Это дает возможность снимать вышедший из
строя гидроаппарат без демонтажа трубопровода, отсоединяя
гидроаппарат от плиты, которая остается на щите с приверну-
тыми трубопроводами.
В станции гидропривода вспомогательных устройств приме-
нены те же насосная установка и система водяного охлаждения
масла, как и в описанной выше станции гидропривода силовых
узлов.
201
Рис. 107 Станция гидропривода конструкции СКБ-1 для управ-
ления работой вспомогательных устройств участка автоматиче-
ской линии
Рис. 108. Вертикальный щит станции'гидро-
привода с притычкой гидроаппаратурой
ЭНИМСом разработана конструкция станции гидропривода
тех же габаритных размеров (рис. 109, а) с встроенной системой
воздушного охлаждения по нормали МН 4668—63. Система воз-
душного охлаждения включает вентилятор /, установленный на
валу электродвигателя 2 насосной установки 3 и направляющий
поток воздуха, засасываемого через жалюзи 4, на масляные ра-
диаторы 5, установленные на торцовой стенке гидробака 6. Ги-
дробак снабжен системой терморегулирования, аналогичной
описанной выше. При этом выключатель замыкает и размыкает
цепь электромагнита поворота жалюзи 4, которые перекры-
вают доступ воздуха к вентилятору Л - !
Там, где допустимо некоторое расширение производственной
площади, занимаемой станцией гидропривода, можно рекомен-
довать применять компоновку гидробака по рис. 107 с установ-
ленным рядом с баком агрегатом воздушного охлаждения масла
по рис. Г09, б. Здесь масло, сливаемое предохранительным кла-
паном, пропускается через сотовый радиатор 1 и охлаждается
воздухом, нагнетаемым вентилятором 2, приводимым во враще-
ние отдельным электродвигателем 3. .
Система водяного охлаждения позволяет держать более низ-
кую температуру масла в гидробаках и в меньшем интервале
температур. Система воздушного охлаждения предпочтительнее
там, где имеются трудности с водоснабжением.
В практике США нашли применение два способа монтажа
притычных аппаратов на вертикальных щитах [7]. Как показано
на рис. ПО, а многослойный щит 1 собран из семи отдельных
пластин, в которых выполнены окна и каналы, соединяющие
аппараты 2, 3 и другие между собой, с насосом и с цилиндрами
в соответствии с гидравлической схемой. Соединение пластин
производится путем спекания в водородной среде под давле-
нием и при высокой температуре после нанесения на каждую из
них тонких слоев меди. Каждый аппарат крепится к щиту 1
четырьмя болтами. Стыки между задними плоскостями аппара-
тов и щитом 1 уплотняются резиновыми кольцами круглого
сечения.
На рис. ПО, б показана в собранном виде станция гидропри-
вода фирмы Виккерс с однослойным щитом /. Здесь каждый
аппарат крепится четырьмя винтами к промежуточной плите 2,
которая устанавливается на щит 7. Трубопровод линии подво-
дится к плитам 2 сзади через окна в щите L При необходимо-
сти смены для ремонта каждый аппарат легко отсоединяется от
промежуточной плиты, которая при этом остается соединенной
с трубопроводом. В станциях этого типа аппараты соединяются
между собой сзади наружными трубами. Снаружи гидробака
установлены водяной теплообменник 4, конструкция которого
показана на рис. 111, и на’сосная установка 5.
203
А~А
Z3ZQZZZZE2
X
S)
эд
Рис. 109. Станция гид-
ропривода с воздушным
охлаждением:
а — общий вид станции
конструкции ЭНИМСа; б —
отдельный агрегат воздуш-
ного охлаждения (теплооб-
менник).
204
Г.?— •• • ................................................................................................................................................ •••••••
6)
Рис. НО. Способы монтажа гидроаппаратов:
а — монтаж гидравлической аппаратуры на многослойном вертикальном щите станции
гидропривода; б — монтаж гидравлической аппаратуры на однослойном вертикальном
щите станции гидропривода
205
Рис. 111. Конструкция трубчатого теплообменника
Рис. 112. Станция гидропри-
вода фирмы Геллер
Рис. 113. Насосная установка для стан-
ции гидропривода фирмы Геллер
206
Рис. 114. Способ монтажа гидроаппаратов при помощи чугун-
ных плит
Рис. • 115. Блок нормализованных золотников
по стандарту TGL10919 (ГДР):
а — общий вид, б —гидравлическая схема
207
Аналогичным образом монтируются гидроаппараты на вер-
тикальных щитах станции гидропривода станков и автоматиче-
ских линий фирм Хюллер и Геллер (ФРГ) (рис. 112) [27]. Над
вертикальным щитом станции гидропривода размещен электро-
шкаф.
Особенностью станций гидропривода этих фирм является
применение насосной установки (рис. 113), состоящей из элек-
тродвигателя и нескольких шестеренных насосов, смонтирован-
ных на одном валу и погруженных в масло.
При сравнительно небольших количествах и малых разме-
рах гидроаппаратов 1, 2, 3, 4> 5 и т. д. (рис. 114) их удобно
монтировать при помощи толстых чугунных или стальных плит б
и соединять между собой с помощью просверленных в плитах
отверстий 7, заглушенных с торцов пробками 8.
На рис. 115, а показан несколько иной метод монтажа гидро-
аппаратов, принятый в ГДР по стандарту TGL 10919. Здесь
каждый из аппаратов (1, 2 и т. д.) крепится болтами 3 к своей
стандартизованной чугунной подпанельной плите 4. Каждая та-
кая подпанельная плита болтами 5 соединяется с соседними
плитами 6 и 7, образуя общую плиту, аналогичную по назначе-
нию плите 6 (рис. 114).
Трубы, соединяющие весь блок золотников с гидроцилиндра-
ми и насосами, подводятся к плитам снизу. Аппараты соединя-
ются между собой посредством просверленных в плитах кана-
лов, стыки которых уплотняются резиновыми кольцами круглого
сечения в соответствии с гидросхемой, как показано на
рис. 115, б.
3. РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНАЯ И КОНТРОЛЬНО-РЕГУЛИРУЮЩАЯ
ГИДРОАППАРАТУРА ПРИТЫЧНОГО ИСПОЛНЕНИЯ
Работой гидроприводов вспомогательных механизмов авто-
матических линий и специальных станков можно управлять с
помощью распределительных и контрольно-регулирующих зо-
лотников и гидропанелей притычного (стыкового) исполнения
конструкции ЭНИМСа и СКБ-1 с индивидуальным электромаг-
нитным управлением для каждого самостоятельно работающего
механизма (или группы аналогичных параллельно работающих
механизмов). Притычные гидропанели и золотники устанавли-
ваются на вертикальных щитах станций гидропривода,
В табл. 28 приведены номенклатура и основные характери-
стики гидроаппаратов притычного исполнения конструкции
ЭНИМСа, которые могут быть использованы для компоновки
на их базе централизованных гидроприводов автоматических
линий с относительно простыми гидравлическими схемами.
Опыт проектирования, наладки и эксплуатации автоматиче-
ских линий с централизованными гидроприводами показал,
что во многих случаях станции гидропривода, управляющие
208
Таблица 28
Основные технические данные контрольно-регулирующей и
распределительной гидроаппаратуры притычного исполнения
конструкции ЭНИМСа [26]
Вид аппара- туры Наименование гидроаппарата № Тип аппарата Расход масла в aIj&uh Наибольшее рабочее дав- ление в бар Назначение аппарата
Контрольно-регулирующая гидроаппаратура Обратные клапаны ПГ51-22 ПГ51-24 18 70 .200 200 Для пропуска масла в гидросистемах только в одном направлении
Предохранительные клапаны с пере- ливным золотни- ком ПГ52-12 ПГ52-14 18 70 50 50 Для поддержания по- стоянного давления в гид- росистемах, для предох- ранения от перегруз- ки и разгрузки от давле- ния
Напорные золот- ники ПГ54-12 ПГ54-14 18 70 20—50 20—50 То же
Редукционные клапаны с регу- лятором ПГ57-12 ПГ57-14 18 70 64 64 Для поддержания в гидросистемах давления, сниженного по сравнению с давлением, развиваемым насосом
Разделительные гидропанели Г53-14 Г53-16 70 140 64 64 Для разделения'потоков масла в гидросистемах с двумя насосами
Дроссели с регу- лятором Г55-3 0,07—8,0 125 Для регулирования ско- рости перемещения рабо- чих органов
Дроссели Г77-3 0,07—8,0 125 То же
Реле давления Г62-2 64 Для контроля давления в гидросистемах
Распределительная гид роа ппа рату ра Реверсивные золот- ники с гидравли- ческим управле- нием ПГ72-12 ПГ72-14 35 70 50 50 Для реверсирования движения рабочих орга- нов станков
209
Продолжение табл. 28
1 ик Вид аппара- туры Наименование гидроаппарата ч Тип аппарата Расход масла в л! мин Наибольшее ’рабочее дав- иле ние в бар Назначение аппарата
Распределительная гидроаппаратура Реверсивные золот- ники с электри- ческим управле- нием ПМГ73-12 Г73-5 18 8 125 125 Для реверсирования движения рабочих орга- нов станков
Резерсивные зо- лотники с электро- гидравлическим управлением ч 4ПГ73-35 Г73-4 140 70 80 125 4 То же 4
сложными циклами работы автоматических линий с большим
количеством гидрофицированных механизмов, получаются ком-
пактнее и удобнее в эксплуатации при построении гидроприво-
дов на базе комбинированных крнтрольно-регулирующих и
распределительных гидропанелей конструкции СКБ-1.
Каждая распределительная гидропанель конструкции СКБ-1
состоит из двух соединённых болтами чугунных корпусов, в од-
ном из которых находится реверсивный золотник, а в другом —
вспомогательный электромагнитный золотник, управляющий ра-
ботой реверсивного золотника. Корпус реверсивного золотника
закреплен на плите гидропанели.
На базе этих корпусов с добавлением соответствующих зо-
лотников, клапанов и дросселей построены различные комбини-
рованные распределительные гидропанели, управляющие рабо-
той гидрофицированных механизмов автоматических линий и
специальных станков.
Контрольно-регулирующие гидропанели предназначены для
предохранения гидросистем от перегрузки, разгрузки их от дав-
ления и разделения потоков масла, поступающего от насосов
высокого и низкого давления (разделительные гидропанели).
Каждая контрольно-регулирующая гидропанель состоит из
корпуса, в котором размещены клапаны, и плиты.
Распределительная и контрольно-регулирующая гидроаппа-
ратура притычного исполнения конструкции СКБ-1 изготовляет-
ся Московским машиностроительным заводом им. Калинина.
Номенклатура и основные характеристики распределитель-
ных и контрольно-регулирующих гйдропанелей приведены в
табл. 29. Следует отметить, что ЭНИМСом и СКБ-1 проводится
отработка схем и конструкций единой гаммы контрольно-регу-
лирующих и распределительных гидроаппаратов, пригодных для
210
Таблица 29
Распределительная и контрольно-регулирующая гидроаппаратура притычного исполнения конструкции СКБ-1
Тип гидро-’ ланели] Наименование гидропанели Назначение гидропанели Наиболь- шая про- пускная способ- ность в л[мин Наиболь- шее рабо- чее дав- ление в барах Отличительные особенности гидропанелн * Номер рисунка
ЗУ4322 Реверсивный золотник Для управления возвратно- поступательными движениями гидроцилиндров в случаях, ког- да не требуется ограничения скорости движения механизма 70 100 Включает четырехходовой двухпозиционный золотник с электрогидравлическим управле- нием с двумя электромагнитами 37, 116, а
ЗУ4321 То же То же 70- 100 То же, с одним электромаг- нитом
ЗУ4362 > Для управления возвратно- поступательными движениями гидроцилиндров в случаях, ког- да не требуется ограничения скорости движения механизма 140 1 100 Включает четырехходовой двух позиционный золотник с электрогидравлическим управ- лением с двумя электромагни- тами
ЗУ4361 > То же 140 100 То же, с , одним электромаг- нитом --
ЗУ4312 » 8 100 То же, с двумя электромаг- нитами 116, б
ЗУ 4311 » 8 100 То же, с одним электромаг- нитом
ЗУ4323 Золотник пере- ключения Для управления возвратно- поступательными движениями гидроцилиндров с возможностью их остановки в промежуточном положении * •и 70 100 4 А Включает четырехходовой трех- позиционный распределительный золотник с закрытым центром. и сливом, с электромагнитным управлением, с двумя электро- магнитами 38
ьо
. Продолжение табл. 29
Тип гидро- панели Наименование гидропанели Назначение гидропанели Наиболь- шая про- пускная способ- ность в л/мин Наиболь- шее рабо- чее давле- ние в барах Отличительные особенности гидрспанели Номер рисунка
ЗУ 4323 Распредели- тельная гидро- панель Для управления работой гид- р'опилиндров зажима с давле- нием меньшим, чем давление в основной магистральной линии гидропривода 50 100 10—50* Включает ник типа ЗУ2 редукционны реверсивный золот- 322 и встроенный й клапан 117, а
ЗУ4329 То же Для управления работой ги- дроцилиндров с давлением мень- шим, чем давление в основной магистральной линии гидропри- вода с возможностью их остано- ва в промежуточном положении 70 * 100 10—50* Включает четырехходовой трех позиционный распредели- тельный золотник типа ЗУ4328 и встроенный редукционный клапан
ЗУ4324 Для управления работой ги- дроцилиндров транспортных механизмов с возможностью ре- гулирования скорости их пере- мещения 50 100 Включает реверсивный золот- ник типа ЗУ4322 и встроенный дроссель 118, а
ЗУ4325 » То же 50 100 Включает реверсивный золот- ник типа ЗУ4321 и встроенный Т1 ИХ*
ЗУ4326 Распредели- тельная гидро- панель Для управления работой ги- дроцилиндров зажима с давле- нием зажима меньшим, чем дав- ление отжима 50 г 100 4 дрисссль Вклачает реверсивный золот- ник типа ЗУ4322 и встроенный предохранительный клапан 117, б
Продолжение табл. 29
Тип гидро- панели г Наименование гидропанели Назначение гидропанели Наиболь- шая про- пускная способ- ность в л! мин Наиболь- шее рабо- чее давле- ние в бар Отличительные особенности гидропанели Номер рисунка
ЗУ4327 Распределитель- ная гидро- панель Для управления работой гидро- цилиндров транспортных меха- низмов с регулированием скоро- сти перемещения и поддержа- нием ее постоянной независимо от нагрузки 50 100 Включает реверсивный золот- ник типа ЗУ4322 и; встроенный регулятор скорости 118, б
ЗУ4 331 Гидропанель предохранитель- ного клапана Для ограничения давления в гидросистеме 70 100 С электромагнитной системой разгрузки насоса 119
ЗУ 4 332 Разделительная гидропанель Для управления работой сдвоенного нососа 25/70 100/50 С независимой регулировкой давления обоих насосов и с электромагнитной системой разгрузки насоса низкого дав- ления , 120, а
ЗУ4336 То же То же 25/70 100/50 С независимой регулировкой давления обоих насосов без воз- можности разгрузки насоса низ- кого давления 120, б
ЗУ4351 Реле давления Для контроля конечного по- ложения механизмов по измене- нию давления в гидросистеме « 100 10—50* С электрогидравлической си- стемой контроля давления 121, а
5У4352 * То же Диапазон регулиро То же вания давления. 100 20—80* То же .и 121, б
гидроприводов как индивидуальных станков, так и автоматиче-
ских линий.
Реверсивные золотники. На рис. 116, а показан общий вид;
притычного двухпозиционного реверсивного золотника ЗУ4322,.
являющегося базовой моделью реверсивных золотников и рас-
пределительных гидропанелей различных типов. Гидросхема»
золотника и описание его работы приведены выше (см. рис. 37) ~
а
2
Рис. 116. Двухпозиционные реверсивные золотники:
а — общий вид золотника ЗУ4322, б — гидросхема золотника ЗУ4312
Назначение пружинного фиксатора 1 (см. разрез по ДД)'—
не допускать самопроизвольного переключения золотника 2 при
обесточенных электромагнитах, которое возможно в результате
вибрации труб гидропривода. Фиксация не вспомогательного, а
главного золотника 3 не могла бы быть эффективной, так как
при случайном переключении вспомогательного золотника по-
214
ток масла, поступающий под торец главного золотника под вы-
соким давлением, передвинет его при любом фиксаторе.
Золотник управления с пропускной способностью 8 л/мин
из панели ЗУ4322, имеющий индекс ЗУ4312, можно применять
в качестве самостоятельного реверсивного золотника (рис. 116,6)
для управления возвратно-поступательными движениями вспо-
могательных механизмов агрегатных станков и автоматических
линий, а также для разгрузки насоса быстрых ходов при ис-
Рис. 117. Гидравлические схемы распределительных гидропанелей:
а — гидропанель ЗУ4323 с редукционным клапаном; б — гидропанель ЗУ4326 с предо-
хранительным клапаном, Ду — давление управления
пользовании гидропанелей подачи ЗУ4244 и ЗУ4245 на две ра-
бочие подачи в сочетании с распределительной гидроаппара-
турой. Крайние отверстия (по схеме рис. 116,6) соединяются
с цилиндрами; второе слева — с давлением; второе справа — с
баком.
Реверсивные золотники ЗУ4312 и ЗУ4322 имеют исполнения
(ЗУ4311 и ЗУ4321), где один электромагнит заменен пружиной.
Распределительные гидропанели. Для управления возвратно-
поступательными движениями' поршней цилиндров зажимных
механизмов, когда давление фиксации или зажима должно быть
ниже рабочего давления в гидросистеме, применяется распре-
делительная гидропанель ЗУ4323 (рис. 117, а). Эта гидропанель
по своей конструкции и работе в основном аналогична ревер-
сивному золотнику ЗУ4322 и отличается от него только нали-
чием дополнительного редукционного клапана.
Масло от насоса поступает через подвод 1 к золотнику 2
редукционного клапана. После редукционного клапана масло
под заниженным давлением (по отношению к давлению на-
стройки предохранительного клапана гидропривода) поступает
в крайнюю левую (по схеме) расточку реверсивного золотника.
215
Величина заниженного давления определяется настройкой пру-
жины 3 редукционного клапана.
Гидропанель ЗУ4326 (рис. 117,6) предназначена для управ*
ления возвратно-поступательными движениями механизмов за-
жима, в которых давление зажима должно быть меньше, чем
давление отжима (в основном для клиновых зажимных
устройств).
Масло из магистральной линии нагнетания поступает к под-
воду 1 и при перемещении реверсивного золотника вправо (по
Рис. 118. Гидравлические схемы распределительных гидропанелей:
а — гидропанель ЗУ4324 с дросселем, б — гидропанель ЗУ4327 с регулятором скорости
схеме) проходит мимо предохранительного клапана 2 через
подвод 3 в переднюю полость цилиндра. Давление в передней
полости цилиндра регулируется предохранительным клапа-
ном 2, давление в штоковой полости цилиндра при перемеще-
нии реверсивного золотника влево (по схеме) определяется
настройкой основного предохранительного клапана гидропри-
вода.
На рис. 118, а показана гидросхема распределительной гид-
ропанели ЗУ4324-, предназначенной для управления возвратно-
постуцательными движениями транспортных и других подобных
механизмов станков и линий, где требуется ограничение и ре-
гулирование скорости перемещения этих механизмов.
В корпус гидропанели, кроме реверсивного золотника Д
встроен дроссель 2. Масло из магистральной линии давления
поступает к дросселю, от которого направляется к реверсив-
ному золотнику 1,
При использовании гидропанели для управления работой
дифференциального цилиндра в панели предусмотрено дополни-
тельное отверстие 3, которое соединяется со штоковой полостью
цилиндра (после дросселя), а основное отверстие 4 заглушается
216
2 з о
Рис. 119. Гидравлическая схема
гидропанели предохранительного
клапана ЗУ4331
с низким давлением.
пробкой. При этом скорости перемещения поршня в случае
равных нагрузок остаются одинаковыми при движении в обоих
направлениях. Комбинация реверсивного золотника, дросселя и
золотника управления с одним электромагнитом осуществлена
в гидропанели ЗУ4325.
Для управления работой каждого гидроцилиндра при одно-
временно функционирующих двух или более транспортных ме-
ханизмах автоматических линий, где нагрузки на цилиндры
могут быть переменными (напри-
мер, при одновременном движе-
нии двух транспортеров — одного
с заготовками вперед и второго
без заготовок назад) применяет-
ся гидропанель ЗУ4327 (рис.
118, б), включающая, кроме рас-
пределительного золотника 7, ре-
гулятор скорости, состоящий из
дросселя 2 и редукционного кла-
пана 3.
Гидропанель предохранитель-
ного клапана. На рис. 119 пред-
ставлена гидросхема гидропане-
ли предохранительного клапана
ЗУ4331, предназначенной для пре-
дохранения одинарного насоса от
перегрузки, а также для периоди-
ческой разгрузки насоса на 6ai
Масло от насоса поступает к подводу I и к гидропанелям
с реверсивными золотниками. При перемещении каких-либо ме-
ханизмов включается электромагнит 2, перемещающий золот-
ник разгрузки 3 вправо (по схеме), преодолевая силу пружины.
В этом положении буртики золотника разгрузки перекрывают
соединение полости 4 золотника предохранительного клапана 5
со сливом (отверстие 6). Предохранительный клапан при этом
работает обычным способом и масло поступает в цилиндры дви-
жущихся механизмов.
Разгружается насос путем выключения электромагнита 2
разгрузки (как показано на схеме), благодаря чему полость 4
золотника предохранительного клапана со стороны пружины
сообщается с баком через отверстие 6, При этом регулирующая
часть клапана выключается из работы и масло, преодолевая
силу пружины золотника предохранительного клапана, пере-
мещает его вправо (по схеме) и сливается в бак через отвер-
стие 7 под давлением 3—5 бар.
Разделительные гидропанели. Разделительная гидропанель
ЗУ4332 (рис. 120, а) предназначена для предохранения сдвоен-
ного насоса от перегрузки и для разделения потоков масла от
217
насосов высокого и низкого давления с возможностью разгрузки
последнего.
Гидропанель ЗУ4332 состоит из двух предохранительных
клапанов 1 и 2, золотника разгрузки 3 с электромагнитом 4 и
разделительного клапана 5. Компоновка узлов и разгрузка на-
сосов низкого давления аналогичны гидропанели предохрани-
тельного клапана ЗУ4331 (см. рис. 119).
Рис. 120. Гидравлические схемы разделительных гидропанелей:
а — гидропанель ЗУ4332 с золотником разгрузки, б — гидропанель ЗУ4336 без зо-
лотника разгрузки
ч
Давление в системе нагнетания насоса высокого давления
производительностью до 25 л/мин можно регулировать в пре-
делах 5—100 бар, в системе нагнетания насоса низкого давле-
ния (быстрых ходов) производительностью до 70 л/мин — в
пределах 5—50 бар. Давление в системе нагнетания этого на-
соса при его разгрузке равно 3—5 бар.
Насос высокого давления соединяется трубопроводом с от-
верстием 6 гидропанели.
Насос низкого давления соединяется с отверстием 9. Отвер-
стие 7 соединяется трубопроводом через теплообменник с ба-
ком, отверстие 8 — непосредственно с баком. Давление в си-
стеме нагнетания каждого насоса настраивается его предохра-
нительным клапаном.
218
Наличие в гидропанели разделительного клапана 5 позволяет
выполнять операции зажима с давлением, не зависящим от
давления в цилиндрах механизмов фиксации, транспортных и
других устройств.
В качестве примера, иллюстрирующего работу гидропанели,
^рассматривается следующий цикл работы этих механизмов.
Фиксация. При фиксации включается электромагнит, насос
•быстрых ходов прекращает разгружаться на бак и подает масло
® цилиндры фиксации. В это время масло, поступающее от на-
л
Рис. 121. Реле давления:
а — притычного исполнения типа ЗУ4351, б — модернизированная конструкция
типа 5У4352
coca зажима, запирает разделительный клапан 5 и сливается
в бак через предохранительный клапан 1 этого насоса, настро-
енный на давление, превышающее давление настройки предо-
хранительного клапана 2 насоса быстрых ходов.
Зажим. По окончании фиксации включается электромагнит
реверсивного золотника зажима, причем электромагнит 4 ос-
тается включенным. Масло от насоса быстрых ходов проходит
через разделительный клапан 5 и вместе с маслом от насоса
зажима поступает в цилиндры зажима.
По окончании процесса зажима давлением масла, поступаю-
щего от насоса зажима, разделительный клапан 5 запирается
и масло от насоса быстрых ходов начинает сливаться в бак
через предохранительный клапан 2 с давлением его настройки.
Перемещение транспортера и разгрузка насоса. Если по
окончании зажима должен работать транспортер, то электро-
магнит 4 остается включенным и для перемещения транспор-
тера используется масло от насоса быстрых ходов.
По окончании работы транспортера электромагнит 4 обес-
точивается и насос быстрых ходов разгружается на бак, причем
219
насос зажима продолжает поддерживать в системе зажима
высокое давление.
Разделительная гидропанель ЗУ4336 (рис. 120, б) аналогична
гидропанели ЗУ4332 и отличается от нее только отсутствием
золотника разгрузки. Гидропанель ЗУ4336 применяется в тех
а) б)
Рис. 122. Реле давления:
а — реле давления фирмы Виккерс, б — реле давления фирмы Геллер
случаях, когда в соответствии с циклограммой работы автома-
тической линии насос низкого давления (быстрых ходов) в те-
чение всего рабочего цикла не должен разгружаться на бак.
Реле давления. На рис. 121, а показана схема реле давления
ЗУ4351 притычного исполнения. Масло от магистральной линии,
давление в которой нужно контролировать, подводится к от-
верстию Л Отверстие 2 соединяется с баком. Работа реле дав-
. лейия видна из схемы и дополнительных пояснений не требует.
На рис. 121, б показана конструкция модернизированного
реле давления 5У4352, пригодного для установки как на гидро-
панели подачи, так и на вертикальные щиты гидростанций.
В последнем случае реле давления монтируется с помощью
промежуточной плиты L Масло от контролируемой гидромаги-
страли через отверстие 2 поступает под торец плунжера 3, ко-
торый, перемещаясь, поворачивает вокруг оси 4 рычаг 5, нажи-
мающий упором 6 на микропереключатель 7.
На рис. 122, а показан общий вид реле давления фирмы
Виккерс (7], применяемого в гидросистемах автоматических ли-
ний. Отличительная особенность этого реле — независимая си-
стема включения контактов двух микропереключателей 1 и 2
220
плунжерами 3 и 4. Принятая схема реле давления обеспечивает
возможность путем регулировки пружин 5 и 6 получить любой
перепад давлений между включением и выключением реле в
пределах диапазона его работы, что в некоторых случаях может
упростить электрические системы управления работой механиз-
мов линии.
На рис. 122,6 показано реле давления фирмы Геллер [27].
Здесь контакты микропереключателя 1 включаются упором 2,
перемещающимся вверх и преодолевающим силу пружины 3 под
давлением масла*, поступающего в полость 4 через проточки 5.
Реле давления настраивается путем вращения упора 6 с шести-
гранной головкой; при этом положение упора 6 по высоте, опре-
деляющее ход упора 2, остается неизменным, а нажимная гай-
ка 7 с внутренним шестигранником перемещается по резьбе в
корпусе реле давления, обеспечивая необходимый натяг пру-
жины 3.
ГЛАВА
V
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
ГИДРОСИСТЕМ
Ограничение нагрева масла в гидроприводе при использова-
нии нерегулируемых насосов может быть достигнуто:
а) рациональным построением гидросхем станков, преду-
сматривающим выбор насосов минимально необходимой произ-
водительности с обеспечением их разгрузки без давления на бак
при перерывах в работе гидропривода;
б) выбором достаточных объемов масла в гидробаках, при-
чем конструкции последних должны предусматривать макси-
мально интенсивную циркуляцию нагретого масла вдоль по-
верхностей бака, а также максимально возможное отдаление
всасывающих труб от труб, сливающих масло из предохрани-
тельных клапанов;
в) введением принудительного охлаждения гидробаков с
помощью теплообменников.
1. ИСТОЧНИКИ ВЫДЕЛЕНИЯ ТЕПЛА
В гидроприводах с насосами постоянной производительности
основным источником выделения тепла является масло, сливае-
мое с высоким давлением в бак через предохранительные кла-
паны, в дроссельных щелях которых кинетическая энергия струи
преобразуется в тепловую энергию. Дополнительными источни-
ками тепла, нагревающими корпус насоса, а следовательно, и
масло, проходящее через насос, служат внутренние утечки в на-
сосе, характеризуемые его объемным к. п. д. ц0, и потери трения
в насосе, характеризуемые его механическим к. п. д. У на-
сосов, погруженных в масло, все потери в насосе, определяемые
его общим к. п. Д. =цо цхех, идут на нагрев масла в гидро^
баке.
Таким образом, при условии слива всего объема масла, на-
гнетаемого насосом через предохранительный клапан, количе-
ство выделяемого тепла определяется приводной мощностью
ласоса
Q = 360(W„_ae • / = 5,9 кдж*, (40)
^общ
—-___- *
* Здесь и ниже принято следующее соотношение единиц: I ккал ~4,2 кдж,
222 I
где Q — количество тепла, выделяемое в гидросистеме згк
1 ч, в кдж\
Nnpue — приводная мощность насоса в квт\
* р — давление в гидросистеме в бар\
q — производительность насоса в л/мин при давлении
р бар\
t — время работы гидропривода в часах.
При поступлении всего нагнетаемого насосом масла в ци-
линдры количество выделяемого тепла определяется разностью
приводной и эффективной мощности насоса:
Q = 5.,9pqt (—?----кдж. (40а)'
\ Уобщ /
Значения Nnpue и для различных типов насосов в зави-
симости от рабочего давления приведены выше в табл. 6 и 8.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИНИМАЛЬНО НЕОБХОДИМОЙ ЕМКОСТИ
ГИДРОБАКОВ
Тепловая энергия, выделяющаяся в процессе работы гидро-
привода, идет на нагрев гидробака с маслом, а также рассеи-
вается в окружающее пространство путем теплопередачи от по-
верхности бака, гидроцилиндров и трубопроводов. (В станках
с периодическими циклами теплоотдача через гидроцилиндры;
и трубопроводы незначительна и может не учитываться).
При достижении установившейся температуры масла в гид-
робаке все выделяемое тепло рассеивается в окружающее про-
странство.
Уравнение теплового баланса для гидробаков может быть
написано следующим образом:
Qdt = {cm + Cym^ dT + kFdt -
(41>
где Q — количество тепла, выделяемое в гидросистеме в*
единицу времени;
dT —приращение температуры за время dt в °C;
Ti—температура масла к началу рассматриваемого*
бесконечно малого промежутка времени в °C;
То—температура окружающего воздуха в °C;
с —теплоемкость масла;
: m — масса масла: х"'"'
Ci —теплоемкость металла;
пи расчетная масса гидробака;
F — расчетная площадь поверхности гидробака;
k — коэффициент теплопередачи от бака к окружаю-
щему воздуху.
i 223/
Из уравнения (41) при условии непрерывной работы гидро-
привода в течение t ч можно получить зависимость для опреде-
ления температуры масла 7:
_ kF t ( kF
т = то +(Тнач-То) с + I _ е м J t (42)
КГ
где Тнач —начальная температура масла.
Для практических расчетов можно рекомендовать следую-
щие значения параметров:
Q — количество тепла, выделяемое в гидросистеме за 1 ч,
в кдж\ для различных режимов работы гидросистемы Q может
быть определено при помощи табл. 6 и 8 (1 кет -ч= 3600 кдж);
с — теплоемкость масла; с=1,88 кдж1кг*град, m=Vp (здесь
V — объем масла в гидробаке в л; р — плотность масла, р —
— 900 кг/м3~0,9 кг!л\) F — расчетная площадь поверхности гид-
робака в м2.
Количество тепла, которое может быть передано от нагре-
того масла окружающему воздуху, прямо пропорционально
площади поверхности гидробака. Однако условия теплопередачи
для боковых стенок, основания и крышки гидробака неодинако-
вы вследствие различия в их температурах и расположении.
Поэтому и введено используемое в последующих расчетах по-
нятие расчетной площади поверхности гидробака, определяемой
следующим образом:
а) предполагается, что масло залито до уровня, составляю-
щего ~ 0,8 высоты гидробака;
б) площадь поверхности гидробдка, непосредственно сопри-
касающейся с маслом (F7), в том числе и площадь основания,
учитывается полностью;
в) площадь остальной поверхности гидробака (F77), непо-
средственно не соприкасающейся с маслом и поэтому имеющей
более низкую температуру, учитывается >с уменьшением в два
раза:
Поскольку в расчете удобнее оперировать объемом масла в
гидробаке, то выводится формула зависимости расчетной пло-
щади поверхности гидробака от объема масла.
Рассмотрим гидробак с размерами: а —ширина; b — длина;
Н — высота; h — уровень масла.
Обозначим H-k^cr, b~k2a; /г = 0,8 Я = 0,8
Объем масла V = abh~0,8 k^a3.
224
Тогда
У7'= а2 (&2 4- 1,6йх + 1,6^2);
F" = а2 (К + 0,46, + 0,4Мг);
XX* 7 J.I * X Л / у
, 8A^
Отсюда
— у |/2 в * > 5k2 + 1,8^i + 1,8&1&2 __ 2 а
0,64&? kl
г * IX
(43)
При отношении сторон гидробака в пределах от 1:1:1 до
1:2:3, т. е. при &1=1ч-2 и &2=14-3 значения а находятся в
пределах 0,060—0,069.
Принимая для расчета среднее значение а = 0,064, получаем
формулу для определения расчетной площади поверхности гид-
робака в окончательном виде
F = 0,064 м2.
(43а)
Коэффициент теплопередачи от бака к окружающему возду-
ху k определяется по формуле
кдж/м* • час • град,
(44)
где б — толщина стенки гидробака в м\
Л — коэффициент теплопроводности, который зависит от
материала и температуры стенки. Для чугуна и стали
л = 1604-200 кдж/м-ч-град^
щ — коэффициент теплопередачи соприкосновением от мас-
ла к стенке гидробака;
аг — коэффициент теплопередачи соприкосновением от
стенки гидробака к воздуху.
Значения щ и а2 не определяются свойствами материала
стенки гидробака; эти величины меняются в широких пределах
в зависимости от сорта и характеристик масла, характера и
скорости движения масла и воздуха, величины и формы поверх-
ности стенки, температур масла, стенки и воздуха.
Проведенные испытания показали, что для практических
8 Л. С. Брон, Ж. Э. Тартаковский 225
расчетов при принятой методике определения расчетной пло-
щади поверхности гидробака следует принимать:
А=63 кдж/м2-ч-град (при отсутствии интенсивной местной
циркуляции воздуха);
С1 = 0,50 кдж/кг-град— для литых чугунных баков;
^2=0,46 кдж/кг-град— для сварных стальных баков (тепло-
емкости чугуна и стали в интервале температур 20—60 °C
изменяются незначительно).
Расчетная масса гидроба^а
где F—расчетная площадь поверхности гидробака в ж2;
6 — толщина стенок гидробака в мм;
pi — плотность металла в кг/м2 (кг/дм3);
для литых чугунных баков pi = 7000 кг/м3 = 7,0 кг/дм3;
для сварных стальных баков pi = 7800 кг/л/3 = 7,8 кг/дм3 (при-
нято, что расчетная масса гидробака соответствует расчетной
площади его поверхности).
Как показали испытания, максимальная температура масла
достигается до начала обеденного перерыва во второй смене;
эту температуру (Т) можно определить по формуле, выведен-
ной из уравнения (42) с учетом перерыва в середине первой
смены:
— / —llfeF х
т = То + (Тнач - То) е cm+c™- + — е А) , (45)
где
4kF
3kF
___£ cm+cimi ctnrcinii <_____________g ст^сгт{
Установившуюся температуру масла
формуле, полученной из уравнения (42)
можно определить по
при подстановке Л->оо
и вышеуказанных значений параметров:
(46)
Типичный график нагревания масла в гидробаке при двух-
сменной работе оборудования с часовыми перерывами в тече-
ние каждой смены и при отсутствии перерыва между сменами
изображен на рис. 123.
Как показали проведенные расчеты и испытания, для мно-
гих действующих гидросистем расхождение между максималь-
ной температурой масла, подсчитанной по формуле (45) при
/=11 ч, и установившейся температурой, подсчитанной по фор-
муле (46), не превышает 5—10%, поэтому практически все рас-
четы можно вести по более простой формуле (46).
226
При этом предполагается, что разность наибольшей и наи-
меньшей температур воздуха в цехе в течение дня не превы-
шает 4т—6 °C.
Из формулы (46) можно найти требуемый объем масла в
гидробаке
(47)
При ограничении максимально допустимой температуры ма-
сла в гидробаке в пределах 55—60 °C максимально допустимая
температура нагревания масла
составляет ДТ = 35°С (прини-
Рис. 124. График зависимости не-
обходимого объема масла в гид-
робаке от количества тепла, вы-
деляемого в гидросистеме
Рис. 123. График нагревания масла
в гидробаке при двухсменной рабо-
те оборудования
мая среднюю температуру окружающего воздуха в цехах
20—25°C). При подстановке этого значения АТ в формулу (47),
последняя принимает вид
(47а)
По этой формуле можно определить необходимый объем
масла в гидробаке в зависимости от количества тепла, выделяе-
мого в гидросистеме за 1 % На рис. 124 представлена кривая
зависимости между V и Q, построенная по формуле (47а).
При наличии двух насосов в одном общем гидробаке емкость
последнего определяется следующим образом.
Обозначим:
Vt — объем масла, потребный для 1-го насоса;
у2 — объем масла, потребный для 2-го насоса;
1 V — объем масла, потребный для двух насосов в одном гид-
робаке.
8* 227
. Тогда ,
^ = 0,064^1/?; F2 = 0,064 ;
L
F = 0,064 y^V2.
/”•
d • r
Для обеспечения заданного температурного режима сдвоен-
ного гидробака необходимо условие: F=A+T2.
Обозначим (здесь р — коэффициент пропорциональ-
ности) .
Тогда, произведя необходимые преобразования, получим вы-
ражение для V:
V-^ + VJ, где т =
При V2=(14-6)Vi значение у находится в пределах 1,35—
1,25. Принимаем среднее значение у= 1,3. Тогда формула для
определения объема масла в сдвоенном гидробаке принимает
вид
У= 1,3(7. + ^) л.
По приведенным выше формулам и графику рассчитывается
объем масла в отдельных гидробаках, изолированных от узлов
станков или машин. Для гидробаков, встроенных непосредст-
венно в основания станков или машин, значения емкости, най-
денные указанным выше методом, могут быть уменьшены на
10—30% в зависимости от формы и расположения гидробакэ
ввиду того, что в теплопередаче участвует большая масса ме-
талла,
л
3. РАСЧЕТ ВОДЯНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
При использовании водяных теплообменников, подобных
. описанным в разделе 1 гл. IV, зависимость между расходом
воды в теплообменнике и нагреванием масла можно определить
следующим образом.
Уравнение теплопередачи для гидробаков с теплообменни-
ками при установившейся температуре масла имеет следую-
щий вид:
Q - kFhTdon = VW (48)
где АТ доп — допустимая температура нагревания масла в гидро-
баке;
Ft — расчетная площадь поверхности теплообменника
В М2; ;
228
kx — коэффициент теплопередачи от масла к воде в теп-
лообменнике; для змеевика из круглых труб kt оп-
ределяется по формуле
где «1 и а? — коэффициенты теплопередачи на внутренней и
наружной поверхностях стенки гидробака в
кдж/м2 -ч-град;
X ~ коэффициент теплопроводности материала стен-
ки; для стальных труб Л= 1604-200 кдж/м-чХ
Хград\ для медных труб X—1250 кдж/м-ч-град\
di. d^ I — соответственно внутренний и наружный диамет-
ры и длина труб в м\
$загР —термическое сопротивление, учитывающее за-
грязнения с обеих сторон стенки, в м2-чХ
Хград/кдж.
Подсчет точного значения k\ по вышеуказанной формуле за-
труднителен, так как входящие в формулу величины си, аг и
$загр могут изменяться в широких пределах. Для дальнейших
расчетов принимаем среднее значение fe1 = 420 кдж/м2*ч-град.
\Т — средний температурный напор (средняя разность тем-
ператур масла и воды) в °C, равный
(50)
где Тм — установившаяся температура масла;
То — начальная температура охлаждающей воды;
Tie — конечная температура охлаждающей воды.
г? ^*°в о
Ьсли------ ^2, что, как показывает анализ, наблюдается
~ Tie
в рассматриваемых теплообменниках, то можно с достаточной
точностью пользоваться формулой
^Т = Тм-Т°в~Т1в. (51)
Уравнение теплового баланса для гидробаков с теплообмен-
никами при установившейся температуре масла имеет следую-
щий вид:
Q-kF^Tdon = ce?eVe(Ti-Т0), (52)
229
где св —теплоемкость воды; св = 4,2 кдж/кг-град1.
рв — плотность воды; рв=1000 кг/м3=\ кг/дм3\
Va — часовой расход охлаждающей воды в теплообменни-
ке в л/ч.
Из уравнения (52) находим следующее выражение для Ve:
Q —feFATdg,,
С«?8 {Tlg —ТOg) '
(52а)
Подставив в уравнение (52а) выражение для Ту из урав-
нения (51) и обозначив средний перепад начальной температу-
ры воды и температуры окружающего воздуха То — То =ЛТи
получаем
Q - 4ДТдол fa
л/ч.
(53)
81 + АГ доп —
<2 - 4ДТдо„
Фактическую температуру нагрева масла в зависимости от
количества выделяемого в гидросистеме тепла и часового рас-
хода воды в теплообменнике можно определить из уравнения
(54)
Расчеты показывают, что для рассматриваемых теплообмен-
ников оптимальная величина расхода воды находится в преде-
лах 20—200 л/ч. Увеличение расхода воды свыше 200 л/ч прак-
тически весьма мало влияет на температуру масла.
Применение водяных теплообменников с терморегулирующей
аппаратурой позволяет значительно уменьшить емкость гидро-
баков, а следовательно, и занимаемую ими производственную
площадь, что особенно существенно при проектировании авто-
матических линий с большим количеством гидроприводов.
Необходимую площадь поверхности теплообменника в зави-
симости от количества тепла, выделяемого в гидросистеме, при-
нятой емкости гидробака, допускаемого нагрева масла и часо-
вого расхода воды в теплообменнике можно определить по фор-
муле
_________Wg )_________
[8 (ДЛ 4- ДТеол) Vg - (q к 4ДТдол Vv5-)]
(55)
230
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТРЕБНОГО ОБЪЕМА МАСЛА В ГИДРОБАКАХ
Величину необходимого объема масла в гидробаках при на-
личии водяных теплообменников можно выбирать по табл. 30
(значения объема масла, указанные в табл. 30, соответствуют
расходу воды в теплообменнике до 200 л/ч).
•Таблица 30
Минимально необходимый объем масла в гидробаках (Vmjn|
при наличии теплообменников
Количество тепла, выделяе- мое в гидросистеме за 1 ч Расчетный объем масла в гидро- баке в л Теплообменник с рабочей площадью 0,5 -и2 Теплообменник с рабочей площадью 0,8 м*
в кдж в квт-ч Допускаемый нагрев масла в гидробаке в °C
20 35 20 35
V . вл mln
5 770 6 480 7 920 9 200 10 450 11700 12 600 13 700 14 600 15700 Л 1,60 1,80 2,20 2,55 2,90 3,25 3,50 3,80 4,05 4,35 250 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 100 200 300 400 50 80 100 150 200 250 300 '400 50 100 150 200 300 400 50 60 80 100 120
В качестве примера ниже приводится расчет объема масла
в гидробаке станка одной из автоматических линий. Гидропри-
вод станка управляет работой цилиндров силовой головки, по-
воротного стола и зажима. Питание гидропривода маслом про-
изводится от сдвоенного пластинчатого насоса серии Г12-2 про-
изводительностью 8/50 л/мин. Масло, нагнетаемое насосом
высокого давления с производительностью 8 л/мин, исполь-
зуется для рабочей подачи головки и зажима заготовок, а мас-
ло, нагнетаемое обоими насосами, — для осуществления быст-
рых ходов всех механизмов станка. Весь цикл работы станка
составляет 1,2 мин.
Последовательность работы механизмов станка и режим ра-
боты насосов приведены в табл. 31.
Из таблицы видно, что при рабочей подаче (70% общего
времени цикла) в цилиндры поступает только 10% масла от
насоса высокого давления. Остальное количество сливается
через предохранительный клапан с давлением 50 бар (давление
рабочей подачи 40 бар). Следовательно, вся энергия потерь в
231
Таблица 31
Исходные данные для примера расчета объема масла в гидробаке
Наименование переходов
Зажим заготовок и поворот ба-
рабана ...............
Быстрый подвод головки . . .
Рабочая подача головки (заго-
готовка зажата) ......
Быстрый отвод головки . . . .
Отжим заготовок и поворот ба-
рабана ...........
«Стоп» в исходном положении .
Время перехода в мин Время перехода в % к об- щему времени цикла Давление насоса быстрых ходов в барах Количество масла, поступа- ющего в цилиндры, в % ко всему количеству масла, подаваемого насосом быст- рых ходов Давление насоса высокого давления в барах Количество масла, поступа- ющего в цилиндры в % ко всему количеству масла, по- даваемого насосом высокого давления
0,03 0,06 2,5 5 20 20 100 100 20 20 S 100 100
0,84 0,10 70 8 3 20 0 100 50 20 10 100
0,03 0,14 2,5 12 20 3 100 0 20 50 100 0
насосе и 90% энергии, определяемой эффективной мощностью
насоса, превращаются в тепло и нагревают масло:
в = 1,25 кет при 5Q барах',
=0,61 кет при 40 барах (по табл. 6);
N^ = N^nPtte-N^- 1,25-(0,1 X о,61) = 1,19 кет-,
Qj = 0,7^-3600 = 2970 кдж/ч.
Все масло, подаваемое насосом быстрых ходов, сливается
через предохранйтельный клапан с давлением 3 бар. Вся энер-
гия привода насоса превращается в тепловую в клапане:
#2 = ^юлприв — кет при 3 барах (по табл. 6);
Q2 = 0,7М2-3600 == 2520 кдж^ч.
Положение «Стоп» составляет 12% общего времени цикла.
При этом все масло, подаваемое насосоц высокого давления с
давлением 50 бар и насосом быстрых ходов с давлением 3 бара.
232
сливается через клапаны; следовательно, вся энергия привода
насосов превращается в тепловую:
' - 1.25 + 1,0 = 2,25
Q3 = 0,12Л^з • 3600 = 920 кдж/ч.
Остальные элементы цикла составляют 18% общего време-
ни. Все масло, нагнетаемое обоими насосами, поступает в ци-
линдры с давлением 20 бар. В тепловую энергию превращается
только энергия потерь, определяемая разностью приводной и
эффективной мощности насосов.
ЛД7 = 0,70 квт\
олПр28 1
= °>34
Nb0, = 2,80 кет;
°цлприв
NiOjt= 1,82 кет при 20 бар (по табл. 6);
jV4 = 0,70 4- 2,8 — 0,34 —1,82 = 1,34 кет;
Q4 = 0, 18jV4 • 3600 = 880 кдж/ч;
Q = Qi + + Q3 4? Qt = 7290 кдж/ч.
а
По формуле (47а) или по графику, приведенному на рис. 124,
определяем необходимый объем масла в гидробаке при допу-
стимой температуре нагревания масла на ДТ=35°С:
Урасч = 340 л,
Целью настоящего примера было показать порядок расчета
количества тепла, выделяемого в гидросистеме (такой порядок
расчета может быть принят при любом цикле работы гидропри-
вода) .
С целью уменьшения объема масла в гидробаке в последнем
может быть установлен водяной теплообменник с рабочей пло-
щадью 0,5 м2. По табл. 30 определяем объем масла в гидробаке
с теплообменником при ДГ = 35°С:
По конструктивным соображениям выбираем объем масла в
гидробаке
V == 100 л.
Для данного гидробака по формуле (53) определяем часовой
расход воды в теплообменнике
V9 == 20 л/ч>
233
По формуле (54) можно определить температуру нагрева
масла при увеличении часового расхода воды до 200 л/ч
(с целью повышения стабильности температуры масла):
ДТ = 19°С.
Приведенный выше метод расчета объема масла в гидроба-
ках гидроприводов с нерегулируемыми насосами, проверенный
проведенными исследованиями, позволяет простыми способами
с достаточной для практических целей точностью рассчитывать
объем масла в гидробаках в соответствии с выбранными насо-
сами, режимами работы гидросистем и допускаемой темпера-
турой нагревания масла.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
ГЛАВА
VI
АГРЕГАТНЫХ СТАНКОВ
И АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
1. ГИДРОПРИВОДЫ ЗАЖИМНЫХ УСТРОЙСТВ
идроприводы зажима заготовок с ручным управлением в
стационарных приспособлениях агрегатных станков. Рабо-
та зажимных устройств некоторых типов агрегатных станков
успешно автоматизируется с помощью пневмопривода от завод-
ской воздушной сети, Применение для этих целей гидравлики
оказывается обычно целесообразным при необходимости полу-
чения сил зажима свыше 3000—4000 н (л; 300—400 кГ), когда
пневматические зажимные цилиндры больших габаритов невоз-
можно разместить в приспособлении.
При наличии на станке отдельного гидропривода подачи
часто бывает возможно использовать его насосную установку и
для операций зажима, выполняемых в то время, когда силовой
узел станка не работает и находится в исходном положении.
На рис. 125, а показана простейшая гидравлическая схема
зажимного устройства вертикального агрегатного станка с не-
самодействующей силовой головкой. Насос высокого давления
гидропривода головки используется для непосредственного за-
жима обрабатываемых на станке заготовок в приспособлении.
Управление зажимом осуществляется с помощью стандартного
ручного поворотного крана 1 типа Г71-20. При операции зажима
поворотом рукоятки крана масло от насоса направляется в пе-
реднюю полость одного или нескольких соединенных параллель-
но цилиндров 2, поршни которых через прихваты прижимают
заготовки к базовым планкам приспособлений. По окончании
операции зажима давление в трубопроводе 3 повышается,
вследствие чего срабатывает реле давления 4, дающее команду
на быстрый подвод силовой головки. Во время быстрого под-
вода давление в трубопроводе 3 падает и реле давления отклю-
чается; при этом обрабатываемые заготовки остаются зажа-
тыми с меньшей силой, достаточной, однако, для удержания
их на месте.
При переключении головки с быстрого подвода на рабочую
подачу давление в трубопроводе 3 и в полостях 5 цилиндров 2
вновь повышается до величины, определяемой настройкой пре-
дохранительного клапана насоса высокого давления,
235
(> ...
Дополнительной электрической блокировки давления в си-
стеме зажима в процессе обработки заготовок в этом случае не
требуется, поскольку при падении давления в системе зажима
одновременно падает давление в цилиндре подачи силовой го-
ловки, вследствие чего ее движение вперед прекращается.
Зажим
в)
Рис. 125. Гидравлические
приводы зажима с ручцым
поворотным краном:
а — схема гидропривода зажи-
ма с двухпозиционным краном;
б — схема гидропривода клино-
вого зажима с предохранитель-
ным клапаном и двухпозици-
онным краном; в - - схема гид-
ропривода поджима и зажима
с трехпозиционным краном
‘ Если недопустимо даже кратковременное падение давления
в системе зажима при быстром подводе силовых головок, то в
гидропанёли подачи дистанционного управления можно приме-
нить раздельное соединение насосов. В этом случае в системе
нагнетания насоса высокого давления при быстром подводе
силовой головки сохраняется давление зажима.
236
Применение гидросхемы по рис. 125, а возможно лишь при
условии, что давление в системе зажима может быть равно или
больше .давления, необходимого для осуществления рабочей
подачи силовой головки. При необходимости ограничивать дав-
ление в системе зажима ниже давления рабочей подачи, напри-
мер при зажиме тонкостенных заготовок, в трубопровод 6 можно
встраивать дополнительный редукционный клапан.
При использовании зажимных устройств с самотормозящим
клиновым зажимом целесообразно производить зажим со сто-
роны задней штоковой полости цилиндра, имеющей меньшую
рабочую площадь, для того, чтобы срла отжима превышала
силу зажима с целью преодоления повышенных сил трения по-
коя клина.
Там, где конструктивно это невозможно, в трубопровод 3
(рис. 125,6) встраивается дополнительный предохранительный
клапан 7*, регулировкой которого давление зажима (и рабочей
подачи) устанавливается меньшее, чем давление отжима. По-
следнее ограничивается предохранительным клапаном насоса
высокого давления гидропанели подачи.
При необходимости выполнения операции зажима заготовок
за два последовательных перехода (с промежуточным поджи-
мом) применяется трехпозиционный кран 1 (рис. 125, в), управ-
ляющий двумя последовательно работающими группами ци-
линдров: поджима 2 и зажима 3.
На рис. 126 показана типовая гидравлическая схема с гидро-
панелью ручного управления У2428, которая часто применяется
в гидросистемах зажима агрегатных станков, предназначенных
для обработки заготовок корпусных деталей, устанавливаемых
в приспособлениях на двухпозиционном подъемном столе.
С помощью поворота рукоятки 1 гидропанели в одно из пяти
положений можно в различной последовательности выполнять
операций подъема, опускания, зажима и выталкивания заготов-
ки из приспособления.
В гидропанели, в зависимости от необходимости, можно
установить реверсивные золотники 2 и 3 как с открытым, так
и с закрытым сливом. При открытом сливе, когда реверсивный
золотник находится в среднем положении, обе полости цилиндра
соединены с баком. При закрытом сливе они заперты.
Гидроприводы зажима заготовок в приспособлениях много-
позиционных агрегатных станков. Зажим деталей в приспособ-
лениях, установленных на планшайбах многопозиционных пово-
ротных делительных столов агрегатных станков во многих слу-
чаях целесообразно осуществлять с применением компактных
гидравлических приводов зажима типов У2543—У2558 (рис. 127)
П8].
* На рис. 125,а и б единая нумерация позиций.
237
Привод зажима состоит из неподвижной стойки-распредели-
теля /, которая крепится на оси поворотного стола, и поворот-
ной муфты 2, в расточки которой запрессованы стальные гиль-
зы цилиндров 3. В гильзах перемещаются поршни со штоками 4,
Рис, 126. Схема гидропривода зажима с гидропанелью
У2428:
1 — рукоятка, 2 — реверсивный золотник зажима, 3 — реверсив-
ный золотник стола, 4 — цилиндр зажима, 5 — цилиндр стола,
6 — стол
имеющие резьбовые отверстия для присоединения деталей ры-
чажной зажимной системы. Стойка 1 и поршни уплотняются
круглыми резиновыми кольцами, штоки — резиновыми манже-
тами 5. Манжеты 6 предназначены для очистки штоков от за-
грязнений.
Различают две основные модификации приводов зажима —
с горизонтальным и вертикальным расположением цилиндров.
Приводы каждой модификации имеют исполнения по числу
позиций и диаметрам цилиндров.
Исполнения и характеристики приводов зажима приведе-
ны в табл. 32.
238
Подвод масла к гидроцилиндрам привода зажима осуществ-
ляется от общей гидросистемы станка через ось поворотного
стола и ось привода зажима.
Рис. 127. Гидравлические приводы зажима деталей в приспо-
соблениях на поворотных столах:
а — привод зажима с горизонтальным расположением цилиндров
(У2543—У2548); б — привод зажима с вертикальным расположением
цилиндров (У2553—У2558)
Работа привода зажима может осуществляться по трем схе-
мам (циклам) (рис. 128):
1. Зажим и отжим обрабатываемой заготовки производится
на загрузочной позиции 1 при неподвижной планшайбе с по-
Схема 1
Схема 3
Давление
Рис. 128. Сх^мй' работы Гйдрав?лйческйх' приводов зажима
239
Таблица 32
Исполнения и характеристики гидравлических приводов зажима
Модификации при- водов зажима по рас- положению цилинд- ров Число позиций Исполнение Диаметр в мм Сила зажима в я (при давлении 50 бар) Ход поршня в мм
Для схем 1 и 2 , Для схемы 3 А
Горизон- тальное 1 Верти- кальное цилиндра D штока d st СП 3? со в кГ
I У2543 II У2543 I У2553 II У2553 3 I II 65 90 55 75 11 500 22 000 1150 2200 16 600 32 000 1660 3200 25
I У2544 II У2544 I У2554 II У2454 ь 4 I II А 65 90 55 75 11 500 22 000 1150 2200 16 600 32 000 1660 3200 ч
У2545 У2545 5 1 65 55 11 500 1150 16 600 1660
У2546 У2556 6 । — 65. 55 11 500 1150 16 600 1660
У2548 У2558 8 45 65 35 55 4 800 11 500 480 1150 7 600 16 600 760 1660
мощью ручного гидравлического крана 2 типа БГ72-21 (схема 1
с дифференциальным соединением полостей цилиндров).
2. Зажим заготовки, подаваемой на рабочую позицию, и от-
жим обработанной заготовки, подаваемой на загрузочную по-
зицию, производятся автоматически во время поворота план-
шайбы (схема 2 с дифференциальным соединением полостей
цилиндров). В схеме 2 отсутствует гидравлический кран управ-
ления; при этом левый г(по схеме) канал соединяется с баком.
(При использовании автоматического зажима следует учиты-
вать возможность кратковременного уменьшения давления в си-
стеме зажима во время поворота стола).
Если необходимо получить увеличенную рабочую силу ци-
линдров для осуществления цикла 2 их полости можно соеди-
нить между собой недифференциально (схема 3). В этом случае
пТп
несколько изменяется конструкция оси привода зажима.
Достоинствами нормализованного привода зажима являются
простота его конструкции, малые габариты и универсальность.
В отличие от гидроцилиндров зажима с кранами управления
на каждой позиции здесь отсутствуют трубы, которые (особенно
240
э
для поворотных столов с большим числом позиций) затрудняют
уборку стружки из зоны обработки, а также монтаж приспособ-
лений., Расположение привода зажима в центре планшайбы
удобно, так как эта часть планшайбы обычно не используется
для установки обрабатываемых заготовок в приспособлении^
fl)
Рис. 129. Распределитель к гидравлическим цилинд-
рам зажима на поворотных столах:
а —с ручным управлением; б —с автоматическим управ-
лением
В агрегатных станках с малым числом позиций (2 и 3), на
которых обрабатываются заготовки больших габаритов, иногда
более целесообразно зажимать заготовки в приспособлении
отдельными цилиндрами, установленными на каждой позиции
В этих случаях масло подводится к гидроцилиндрам зажима
от общей гидросистемы станка через ось поворотного стола
с помощью нормализованного неподвижного распределителя /
(рис. 129), который устанавливается в центре поворотного стола
и крепится к его оси 2.
На распределитель надета муфта 3, соединенная трубами
с зажимными цилиндрами и вращающаяся вместе с планшай-
241
*бой. Масло подводится к распределителю снизу через ось
поворотного стола.
Места соединения распределителя 1 с осью 2 и полости
.давления 4 и 5 уплотняются резиновыми кольцами круглого
сечения.
Распределитель имеет 4 исполнения: I и II исполнения —
< ручным управлением, на 2 и 3 позиции, III и IV исполне-
ния— с автоматическим управлением, на 2 и 3 позиции.
Рис. 130. Принципиальные схемы зажима с помощью распределителя:
а — с ручным управлением; б — с автоматическим управлением
На рис. 130, а показана принципиальная схема зажима заго-
товок на поворотном столе с помощью двухсторонних цилиндров
зажима и ручных кранов управления на каждой позиции.
Здесь 1 — распределитель, 2— ось поворотного стола, 3 — пово-
ротная муфта, 4 — неподвижная муфта, 5 — цилиндр зажима
на загрузочной позиции.
На рис. 130, б показана схема автоматического зажима заго-
товок с помощью двухсторонних цилиндров зажима.
Гидроприводы автоматического зажима заготовок в при-
способлениях агрегатных и специальных станков. Управление
автоматическим зажимом заготовок в стационарных приспо-
соблениях станков можно осуществлять с помощью описанных
выше в гл. IV реверсивных золотников и распределительных
гидропанелей, устанавливаемых на дополнительном вертикаль-
ном щите станции гидропривода й функционирующих в соче-
я
242
тании с гидропанелью подачи, управляющей работой несамо-
действующей силовой головки или силового стола.
При отсутствии ограничений в отношении давления зажима
и отжима, для управления работой цилиндров зажима можно
применять двухпозиционный реверсивный золотник типа ЗУ4322.,
В тех случаях, когда давление зажима должно быть меньше-
рабочего давления в гидросистеме, для управления работой
цилиндров зажима применяется распределительная гидропанель.
ЗУ4323 с встроенным редукционным клапаном. В тех случаях,
когда давление зажима должно быть меньше давления отжима
(в основном для клиновых зажимных устройств) применяется
распределительная гидропанель ЗУ432Б с встроенным предохра-
нительным клапаном.
Ниже, в качестве примеров, иллюстрирующих основные
методы построения гидросхем автоматического зажима загото-
вок и принципы подбора нормализованных гидравлических
аппаратов, приведены две гидросхем-ы агрегатных станков с от-
носительно сложными циклами работы.
На рис. 131 показана гидравлическая схема привода подачи
несамодействующей силовой головки, подъема и зажима заго-
товки типа блока цилиндров, обрабатываемой на агрегатном
расточном станке, работающем по циклу: подъем заготовки^
быстрый подвод силовой головки без вращения шпинделей и
ввод в заготовку расточной борштанги в заиндексированном:
положении, зажим заготовки, I рабочая подача, II рабочая
подача, выдержка на мертвом упоре, промежуточный отвод
силовой головки, остановка вращения шпинделей и индексация
борштанги, отжим заготовки, быстрый отвод силовой головки:
и вывод борштанги, опускание заготовки.
Работа цилиндра 1 силовой головки управляется гидропа-
нелью ЗУ4245 IV исполнения (на две рабочие подачи, с редук-
ционным клапаном и реле давления). Работа цилиндра:
зажима 2 управляется распределительной гидропанелью 3 типа
ЗУ4326 с встроенным предохранительным клапаном 4, регули-
ровкой которого давление зажима и подъема устанавливается
меньше, чем давление отжима, чтобы преодолеть повышенные
силы трения покоя клина при отжиме.
В магистральную линию нагнетания перед панелью зажима 3
встроен дроссель 10 с целью не допускать падения давления
в магистральной линии нагнетания при подводе и отводе
поршня гидроцилиндра зажима 2 во избежание самопроизволь-
ного опускания поршня цилиндра подъема 5 с заготовкой под
воздействием силы собственного веса (силы тяжести).
Работа цилиндра подъема 5 малого диаметра управляется^
реверсивным золотником 6 типа ЗУ4312; торможение поршня
цилиндра в конце хода производится в обе стороны путевыми
дросселями 7 и 8, установленными на выходе масла из ци-
Рис. 131. Гидросхема агрегатного станка с автоматическим подъемом и зажимом заготовок
линдра 5. Скорость подъема и опускания регулируется дрос-
селем 9, встроенным в трубопровод.
На рис. 132 показана гидросхема станка, работающего по
циклу: подъем заготовки, быстрый подвод силовой головки,
зажим заготовки, рабочая подача силовой головки, отскок го-
ловки, отжим заготовки, быстрый отвод силовой головки, опус-
кание заготовки.
Работа цилиндра 1 несамодействующей силовой головки
управляется гидропанелыо 10 типа ЗУ4244 III исполнения (на
одну рабочую подачу с редукционным клапаном). Работа ци-
линдра зажима 2 (зажим производится напрямую без клина)
и цилиндров подъема 3 заготовки управляется двумя распре-
делительными гидропанелями 4 и 5 типа ЗУ4324 со встроен-
ными дросселями 6 и 7. Однако назначение дросселей различ-
ное. Если дроссель 6 предназначен для ограничения и регули-
рования скорости подъема и опускания заготовки, то назначение
дросселя 7 — не допускать падения давления в магистральной
линии нагнетания при перемещении поршня гидроцилиндра
зажима 2 во избежание самопроизвольного опускания поршня
цилиндра подъема 3 с заготовкой.
Торможение поршня цилиндра подъема в конце хода произ-
водится в обе стороны путевыми дросселями 8 и 9.
В этом станке не допускается падение давления в системе
зажима при быстром подводе силовой головки, поэтому в гидро-
панели подачи применено раздельное соединение насосов 11
и 12. При этом в системе нагнетания насоса высокого давле-
ния И при быстром подводе силовой головки сохраняется
давление зажима.
Недостатком такой схемы является некоторое снижение ско-
рости быстрых ходов силовой головки, так как в осуществлении
быстрых ходов не участвует масло, нагнетаемое насосом высо-
кого давления.
Гидроприводы зажима заготовок в приспособлениях авто-
матических линий. Все одновременно работающие зажимные
цилиндры автоматической линии или ее участка могут управ-
ляться одним распределительным золотником. При этом поршни
цилиндров перемещаются не одновременно, а в последователь-
ности, определяемой величинами сил трения в уплотнениях
цилиндров и в направляющих перемещаемых ими механизмов.
При наличии большого количества параллельно соединенных
цилиндров зажима скорости перемещения поршней отдельных
цилиндров могут быть значительно выше средних (расчетных).
Однако это, как правило, не нарушает нормальной работы
зажимных устройств, так как массы перемещаемых цилиндрами
прихватов невелики и накапливаемая ими в процессе движения
кинетическая энергия не вызывает недопустимых по силе ударов
при остановке.
245
Рис, 132. Гидросхема агрегатного станка с автоматическим подъемом и зажимом заготовок
Рабочее давление в системах зажима автоматических линий,
определяемое требуемыми силами зажима, с целью повышения
срока службы насосов и надежности работы гидропривода
выбирается в пределах 20—50 бар, хотя вся аппаратура рас-
считана на давление до 100 бар.
Рабочее давление в системе фиксации целесообразно огра-
ничивать 10—25 бар для предотвращения поломки пальцев или
других деталей механизмов фиксаторов или повреждения
обрабатываемых на линии заготовок при непопадании
иксато-
л
ров в предназначенные для них отверстия.
Последовательное включение в работу цилиндров зажима по
окончании операции фиксации можно обеспечить двумя спосо-
бами: подачей гидравлической команды, реагирующей на
подъем давления в цилиндрах фиксации, или подачей электри-
ческих команд от последовательного срабатывания конечных
выключателей, контролирующих окончание ввода фиксаторов.
Как показывает опыт эксплуатации автоматических линий, пер-
вый способ является менее надежным, так как команда на
зажим в этом случае может быть подана преждевременно
(например, при заклинивании фиксаторов стружкой или при
упоре фиксаторов в заготовку при неточной остановке транс-
портера) .
Операции зажима (как простого, так и клинового) можно
контролировать гидравлическим реле давления, срабатывающим,
когда давление в системе зажима по окончании хода всех
цилиндров поднимается. Отход прихватов при простом зажиме
тоже может контролироваться реле давления. При клиновом
.зажиме операцию отжима можно контролировать надежно
только электрическими конечными выключателями. На одном
участке линии обычно одновременно работают не более
10—-15 цилиндров фиксации; количество одновременно рабо-
тающих цилиндров зажима может доходить до 30—40 и более.
Для перемещения фиксаторов, как правило, достаточно при-
менять цилиндры небольших диаметров — порядка 45—65 мм
с ходами штоков 50—100 мм.
Диаметры цилиндров зажима выбираются в пределах 45—
125 мм и в некоторых, сравнительно редких, случаях до 150 мм.
Ход штоков цилиндров, обслуживающих зажимные устрой-
ства с непосредственным зажимом, достаточно иметь в пределах
10—20 мм\ с клиновым зажимом — 75—100 мм.
При указанных выше параметрах цилиндров производитель-
ность насосов низкого давления, обслуживающих системы
сации и зажима и осуществляющих операции перемещения
прихватов, выбирается в пределах 12—70 л!мин.
Для насоса высокого давления, непосредственно выполняю-
щего операции зажима и поддерживающего в системе зажима
постоянное давление в процессе обработки заготовки, достд-
247
точно иметь производительность 5 л!мин (производительность
этого насоса должна быть больше, чем возможные утечки во
всех цилиндрах и золотниках системы зажима).
На рис. 133 показана часть гидравлической схемы гидро-
привода зажима участка автоматической линии. Здесь с по-
мощью гидропривода к обрабатываемым заготовкам подводятся
прихваты, затем заготовки предварительно поджимаются и
От насоса н.д
От насоса б.д
Рис. 133. Схема гидропривода поджима и зажима заготовок участка
автоматической линии:
/ — гидропанель ЗУ4324, 2 — гидропанель ЗУ4326, 3 — гидропанель ЗУ4322, 4 ~ цилиндр*
перемещения прихватов, 5 — пилиндры поджима, 6 — цилиндр зажима
окончательно зажимаются. Подвод прихватов управляется рас-
пределительной гидропанелью 1 типа ЗУ4324 с встроенным
дросселем, что позволяет регулировать скорость перемещения
прихватов. Управление поджимом заготовок осуществляется
панелью 2 типа ЗУ4326 с встроенным предохранительным кла-
паном, ограничивающим давление поджима. Зажим заготовок
управляется реверсивным золотником 3 типа ЗУ4322. Операции
зажима, поджима и отжима контролируются четырьмя реле
давления.
При необходимости обеспечить выполнение зажимных опе-
раций, требующих больших объемов масла, в течение короткого
времени, заданного циклограммой работы линии, применяются
пневмогидравлические аккумуляторы.
248
На рис. 134 представлена полуконструктивная' схема гидро-
привода зажима и фиксации заготовок в приспособлении
автоматической линии с применением пневмогидравлического
аккумулятора конструкции ,тСКБ-6.
В этой схеме аккумулятор используется для быстрого пере-
мещения поршней большого количества гидроцилиндров. Высо-
кое давление при зажиме (выше давления зарядки аккумуля-
тора) поддерживается отдельным насосом по принципиальной
схеме рис. 26.
Практически полная герметизация воздушной полости акку-
мулятора достигается применением масляного замка. Заря-
жается аккумулятор путем последовательных сжатий воздуха,
подаваемого от заводской сети с помощью масла, нагнетаемого
насосом.
Гидроаккумулятор состоит из двух концентрично располо-
женных цилиндров, образующих внутреннюю 1 и внешнюю 2
камеры. Во внутренней камере 1 свободно перемещается пла-
вающий поршень 3, отделяющий масло через масляный замок
от воздуха.
В верхней крышке (головке) гидроаккумулятора смонтиро-
ваны винт-задвижка 4, отсекающий внутреннюю камеру от
внешней, воздушный кран управления 5 и манометр 6.
Внутренняя и внешняя камеры гидроаккумулятора могут со-
общаться между собой каналами 7 и 8 и четырьмя трубками 9,
расположенными во внешней камере равномерно относительно
оси аккумулятора.
В гидропанель 10 аккумулятора встроены предохранитель-
ный клапан //, разделительный клапан /2, разгрузочный золот-
ник 13, плавающий золотник 14 и кран 15.
В процессе работы гидропривода при включении электро-
магнита 31 реверсивного золотника фиксации 16 масло на-
правляется в цилиндры фиксации 17 по трубопроводу 18 как
от насоса 19, так и из полости 20 внутренней камеры 1 гидро-
аккумулятора.
При включении электромагнита Э3 реверсивного золотника
зажима 21 масло направляется в цилиндры зажима 22 не толь-
ко от насоса 19 и от гидроаккумулятора по трубопроводу 18, но
и от отдельного насоса 23 по трубопроводу 24.
По окончании быстрых перемещений поршней гидроцилинд-
ров зажима 22 необходимое давление в рабочих полостях этих
цилиндров, настроенное предохранительным клапаном за-
жима 25, поддерживается насосом 23. При этом расход масла
из гидроаккумулятора прекращается и насос 19 начинает про-
изводить его зарядку.
По достижении в полости 20 заданного давления масло
перемещает разгрузочный золотник 13, сообщая полость 26
плавающего золотника 14 с давлением. Золотник 14, переме-
249
250
PjiC, 134т Схема гидропривода фиксации и зажима заготовок на участке автоматической линии с применением пц§вмо*
гидравлического аккумулятора
щаясь вверх (по схеме), соединяет проточку 27 через про-
точку 28 с баком и насос 19 разгружается.
При возобновлении расхода масла из гидроаккумулятора
давление в проточке 29 падает, золотник 13 под воздействием
пружины 30 опускается, и разгрузка насоса прекращается.
Первоначальная зарядка гидроаккумулятора производится
в следующем порядке.
Кран 15 ставится в положение «Открыт», соединяя полость 20
с баком через канал 31. Воздушный кран 5, соединенный с за-
водской сетью, ставится в положение I, после чего поршень 3
под давлением воздуха перемещается в нижнее положение. За-
тем воздушный кран 5 поворачивается в положение II, при
котором он соединяет внутреннюю камеру 1 с внешней каме-
рой 2 через трубопроводы 32 и 33. Отвертывается винт-
задвижка 4, при этом камеры 1 и 2 соединяются между собой
каналами 7 и 8 и трубками 9. Затем отвертывается пробка 34
и через канал 35 во внутреннюю камеру 1 гидроаккумулятора
заливается масло, образующее впоследствии масляный замок
((при этом поршень 3 находится в крайнем нижнем положении)
до тех пор, пока не будут заполнены вся внутренняя камера 1,
четыре трубки 9 и внешняя камера до уровня О—О, располо-
женного несколько выше нижнего конца трубок 9. Практически
это определяется заполнением до отказа полости 20.
Кран, 15 аккумулятора поворачивается в положение «За-
крыт» (показанное на схеме), после чего включается электро-
двигатель насоса. При этом масло через разделительный кла-
пан 12 направляется в полость 20 гидроаккумулятора, поднимая
вверх до упора в крышку аккумулятора поршень 5, вытесняю-
щий масло из камеры 1 через каналы 7 и 8 и трубки 9 в ка-
меру 2.
Таким образом, воздух, находящийся в наружной камере
гцдроаккумулятора, подвергается первоначальному сжатию до
давления, показываемого манометром 6.
Далее, поворотом винта запирается винт-задвижка 4, при
этом канал 8 перекрывается и внутренняя камера 1 соединяется
с внешней камерой 2 только по трубопроводам 32 и 33 через
кран 5. Рукоятка крана 5 снова устанавливается в положение 1
и воздух от заводской сети по трубопроводу 32 поступает во
внутреннюю камеру 1 аккумулятора, после чего электродвига-
тель насоса отключается и кран 15 ставится в положение
«Открыт». Под воздействием давления воздуха из заводской
•сети поршень 3 пойдет вниз, вытесняя все масло из полости 20
в бак. Затем воздушный кран 5 вновь ставится в положение II
И т. д.
Таким образом, зарядка гидроаккумулятора сводится
к многократному заполнению воздухом из заводской сети его
внутренней камеры, дальнейшей перекачке этого воздуха во
251
внешнюю камеру и сжатию его в ней при помощи масла, пода-
ваемого насосом в полость 20.
После того, как манометр на крышке аккумулятора покажет,
что зарядка окончена, необходимо сделать следующее: оставить
рукоятку воздушного крана 5 в положении II, кран 15 уста-
новить в положение «Закрыт», отключить подачу воздуха от
заводской сети, заглушить пробкой отверстие 36 в воздушном
кране, вывинтить винт-задвижку 4 до отказа и законтрить его
гайкой. В этом положении гидроаккумулятор заряжен и подго-
товлен к работе.
При заливке масла в гидроаккумулятор создается масляный
замок между сжатым воздухом, поршнем и крышками, что
исключает возможность утечек воздуха, при наличии которых
возможна самопроизвольная разрядка гидроаккумулятора.
2. РАЗГОН И ТОРМОЖЕНИЕ ГИДРОФИЦИРОВАННЫХ МЕХАНИЗМОВ
Работоспособность таких механизмов агрегатных станков и
автоматических линий, приводимых гидроприводом, как подвиж-
ные и поворотные столы, поворотные барабаны, приводы транс-
портеров, перемещающих обрабатываемые заготовки и другие,
связана с необходимостью ограничения величин ускорений, воз
никающих в процессе начала движения (трогания с места) и
остановки этих механизмов.
Максимально допустимые значения указанных величин и
способы их ограничения зависят от назначения механизма, его
массы, скорости движения, требуемой точности остановки в
конце хода и др.
Проведенные исследования позволили выявить некоторые
типовые решения и конструкции тормозных устройств, с по-
мощью которых можно осуществить торможение механизмов
наиболее рациональными способами.
Разгон. Уравнение движения поршня гидравлического ци-
линдра в дифференциальной форме для периода разгона (после
перемещения распределительного золотника) имеет следующий
вид (при наличии дросселя «на входе»):
Р1 = &Р9р + Ьрсист + Др2 4г +
* х * 1
(56а)
или
dv PlFl Ap%F2 №Рдр + АРсист) Rmp
dt ~ “ т + тпр + kj
где pi — давление, развиваемое насосом;
Ар др — перепад давления через дроссель, настройка кото-
рого соответствует максимальной скорости движе-
ния поршня vQ (при установившемся движении),
Ap5₽=<pi(v);
252
здесь и — скорость движения поршня в период разгона
(для силовых головок при разгоне Лрзр = 0„
так как масло направляется в обход дрос-
селя);
ЬРсист— скоростные потери давления в гидросистеме;
спет ф2 ( ^) ,
Rmp—нагрузка на поршень от сил трения; Rmp =
= Фз(и);
Fi и F2 — соответственно площади передней и задней
-полостей цилиндра;
. А/>2 — потери давления в сливной линии;
т — масса движущихся" частей, непосредственно*
соединенных с поршнем;
тпр — приведенная к поршню масса прочих движу-
щихся частей;
kj — инерционные потери в гидросистеме.
Это дифференциальное уравнение определяет закон измене-
ния скорости и ускорения поршня в период разгона. Однако
решение уравнения затрудняется тем, что величины краРт
Арсист, &р2 и Rmp являются переменными и характер их изме-
нения зависит от многих факторов и поэтому не может быть
с достаточной точностью выражен аналитически. Проведенные
эксперименты показали, что давление в рабочей полости ци-
линдра силовой головки после включения электромагнита,,
перемещающего распределительный золотник гидропанели в по-
ложение быстрого подвода, нарастает сравнительно плавно (при
отсутствии дросселя максимальное значение давления в ци-
линдре практически соответствует давлению, развиваемому
насосом).
Плавное нарастание давления в рабочей полости цилиндра,,
основным условием которого является упругость масла, запол-
няющего трубы и цилиндр, и постепенное открытие щели по*
мере перемещения золотника обеспечивает отсутствие ударо»
или рывков при трогании с места механизмов, приводимых
гидроприводом.
Поэтому подавляющее большинство гидрофицированных ме-
ханизмов агрегатных станков и автоматических линий не
нуждается в каких-либо дополнительных устройствах, ограни-
чивающих величину ускорения при разгоне.
Торможение транспортных устройств. Транспортирование за-
готовок или специальных приспособлений — спутников с заго-
товками между позициями автоматических линий производится
в большинстве случаев по направляющим планкам при помощи
толкающих шаговых транспортеров возвратно-поступательного*
движения.
На рис. 135 представлена принципиальная схема гидравли-
ческого привода шагового транспортера. При каждом ходе
253
.поршня / цилиндра 2 заготовка 3 перемещается собачкой 4
из положения А в положение 5, причем последнее устанавли-
вается регулировкой упора 5. При подходе к упору 5 привод
транспортера тормозится с помощью путевого дросселя 6, вы-
полненного в виде отдельного узла, на золотник которого
воздействует кулачок 7.
Путевой дроссель 6 установлен в гидросистеме между рабо-
чей полостью цилиндра и реверсивным золотником, т. е. на
входе в цилиндр. Остановка привода транспортера на упоре 5
реверсивным золотник
Рис. 135. Принципиальная гидравлическая схема
гидропривода шагового транспортера
контролируется реле давления S, встроенным в трубопровод
между путевым дросселем и цилиндром.
При торможении шагового транспортера, перемещающего
^заготовки толкающими собачками, необходимо обеспечить дви-
жение заготовок без отрыва от собачек с тем, чтобы в конце
хода транспортера обеспечить остановку заготовок в положе-
нии, необходимом для ввода фиксаторов в специально предна-
значенные для них отверстия.
Для выявления условий, при которых происходит отрыв
заготовок от собачек при торможении транспортера, рассмотрим
силы, действующие в это время на заготовку.
254
На заготовку действуют сила ее тяжести (сила веса) G,.
сила инерции RUH = — -а, сила со стороны собачки Rc и сила-
ё
трения между заготовкой и направляющими планками
Rmn =
'тр I тр >
здесь а — отрицательное ускорение заготовки;
f тр—коэффициент трения скольжения между заготовкой
и направляющими планками;
g —ускорение силы тяжести.
Уравнение движения заготовки имеет следующий вид:
/? — /? /?
*хтр
ИЛИ
Ъ - fmpG = ^-а.
ё
(57)
При а =—f mPg сила Rc, действующая на заготовку со стороны
собачки, уменьшается до нуля. Поэтому во избежание отрыва
заготовок от собачек в процессе торможения тормозное устрой-
ство должно ограничить абсолютную величину отрицательного
ускорения.
Коэффициент трения скольжения стальных и чугунных заго-
товок, транспортируемых на автоматических линиях по направ-
ляющим планкам, по данным испытаний, находится в пределах
—0,3 в зависимости от состояния трущихся поверхностей,
наличия стружки, масла и т. п. Следовательно, |а| <1-ьЗ м!сек2.
Допустимая скорость подвода транспортера к упору в конце
хода определяется следующими соображениями: после оста-
новки транспортера на упоре заготовка неминуемо отрывается
от собачек (если не учитывать деформации винта упора) и
движется до тех пор, пока ее кинетическая энергия не израс-
ходуется на преодоление силы трения о направляющие, поэтому
— Rmp&x — fmpG^X* (58)
Отсюда путь заготовки Дх, проходимый после отрыва, равен
Ах =------
2fmp§
(58а)
Фиксация заготовок или спутников производится
иксато-
рами, имеющими конусную заходную часть, так что они могут
входить в предназначенные для них отверстия в заготовке и
при некотором несовпадении осей фиксатора и отверстия. Это
позволяет допустить отрыв заготовок от собачек до величины
253-
Ar—0,5 мм; этой величине при fmp = 0,l-M),3 соответствует ско-
рость подвода транспортера к упору f ~2ч-3 м/мин.
На основании вышеизложенного можно сформулировать два
основных требования к Закону торможения транспортера с тол-
кающими собачками:
1) при торможении транспортера его отрицательное уско-
рение по абсолютной величине не должно превосходить произ-
ведения ускорения силы тяжести на коэффициент трения
скольжения, т. е.
2) скорость подвода транспортера к упору должна быть не
<5олее 2—3 м/мин, чтобы отрыв заготовок от собачек при оста-
новке на упоре не превышал 0,5 мм при fmp =0,14-0,3.
Выбор закона торможения и определение профиля золотника
путевого дросселя. Уравнение движения поршня в дифферен-
циальной форме для периода торможения имеет следующий вид:
тр
Рн : &Рдр + ^Рпут. др ^Рсаст “И
(59)
где рн — давление настройки предохранительного кла-
пана; p„=const;
АрдР — перепад давления через дроссель в распредели-
тельной гидропанели, настройка которого соот-
ветствует максимальной (установившейся) ско-
рости движения поршня АрдР =<pi (у) ; здесь v —
скорость движения поршня в период торможе-
ния;
Ар пут. др —перепад давления через путевой дроссель, опре-
деляемый скоростью движения поршня и откры-
тием щели, т. е. положением золотника путевого
дросселя; Арпут. dP=yz(v, х); здесь х —коорди-
ната положения золотника;
Арспст — скоростные потери давления в гидросистеме.
^Рсист фз(^),
Fi и f2 — соответственно площади передней и задней по-
лостей цилиндра;
р2 — противодавление со стороны задней полости ци-
линдра;
GH—вес движущихся частей, непосредственно соеди-
ненных с поршнем;
' Gnp —приведенный к поршню вес прочих движущихся
частей и инерционные потери;
Rmp — нагрузка на поршень от сил трения.
256
Оптимальным законом торможения, обеспечивающим ми-
нимальное время торможения, является закон постоянного
отрицательного ускорения, которому при заданной скорости
перемещения заготовок соответствует минимальный путь тор-
можения у, определяемый соотношением
(60)
(для скорости и «.14 м/мин величина минимального пути тор-
можения заготовки у=9-4-27 мм при а=3-т-1 м/сек2).
Для получения указанного оптимального закона торможения
необходимо, исходя из уравнения движения поршня (59), сле-
довать закону изменения площади открытия щели (S ммг)
золотника путевого дросселя вида
Л—х
а — b(h. — x)'i
(61)
где h — путь золотника;
х — координата положения золотника;
а и b — коэффициенты, зависящие от исходных парамет-
ров— давления в гидросистеме, потерь на трение,
силы тяжести (силы веса), перемещаемых загото-
вок, начальной скорости движения, допустимого
отрицательного ускорения, угла наклона кулачка
торможения и др.
Характер семейств кривых, описываемых этим уравнением,
представлен на рис. 136. Как видно из этого рисунка, профиль
золотника путевого дросселя, со-
ответствующий оптимальному
закону торможения, весьма сло-
жен и получение его технологиче-
ски затруднительно. Кроме того,
профиль золотника существенно
изменяется в зависимости от ис-
ходных параметров (т. е. от ко-
эффициентов а и Ь). В силу это-
го при стремлении сохранить оп-
тимальный закон торможения не-
обходимо было бы иметь целый
ряд различных тормозных золот-
Рис. 136. Характер закона
изменения площади открытия
щели путевого дросселя
ников.
Практически, по данным проведенных испытаний [8], ока-
залось возможным поступиться оптимальным законом тормо-
жения и ограничиться тремя типоразмерами нормализованных
путевых дросселей для широкого диапазона случаев торможе-
ния транспортеров при различной силе тяжести (силе веса)
9 Л. С. Брон, Ж, Э. Тартаковскнй
257
перемещаемых заготовок, скоростях движения и давлениях
в системе.
Нормализованный путевой дроссель конструкции СКБ-1
(рис. 137) состоит из корпуса /, золотника 2 с пружиной,
рычага 3 с роликом 4 и обратного клапана 5.
Масло от реверсивного золотника через кольцевую щель,
образованную конической частью золотника и пояском 6, по-
ступает в проточку 7 и далее в переднюю полость цилиндра.
При подходе транспортера к упору кулачок торможения 8 (на
рисунке показан профиль кулачка), нажимая на ролик 4,
опускает золотник 2, который перекрывает кольцевую щель,
благодаря чему уменьшается поступление масла в цилиндр и
замедляется движение его поршня.
Обратный клапан 5 предназначен для свободного пропуска
масла из передней полости цилиндра в бак при начале дви-
жения транспортера в обратном направлении.
Путевой дроссель можно крепить к корпусу привода транс-
портера как плоскостью М, так и плоскостью Н в зависимости
от направления движения кулачка торможения.
Путевые дроссели выпускаются трех типоразмеров — ЗУ4372,
ЗУ4374 и ЗУ4376 с пропускной способностью при крайнем верх-
нем положении золотника соответственно 12, 65 и 140 л/мин?
при крайнем нижнем положении — 2—4 л/мин (при перепаде
давлений 25 бар и температуре Т™50°С). Ход золотника равен
соответственно 7, 11 и 12 мм. Рабочий чертеж золотника путе-
вого дросселя ЗУ4374 показан на рис. 138. Золотник имеет
коническую рабочую часть и канавку постоянного сечения для
доведения транспортера до упора на малой скорости.
На рис. 139 показан для сравнения более универсальный,
но и более сложный путевой дроссель фирмы Виккерс [7], пред-
назначенной для установки на выходе масла из цилиндра.
Здесь масло, вытесняемое из задней полости цилиндра, посту-
пает по каналу 1 в проточку 2. Когда золотник 3 путевого
дросселя не испытывает воздействия тормозного кулачка 11
(как показано на рис. 139), масло имеет возможность свободно
проходить в бак через щелевые пазы 4 и 5 во втулке 6 и
совмещенные с ними пазы 7 и 8 в золотнике 3 и далее через
проточку 9 и канал 10.
При нажиме тормозного кулачка 11 на ролик 12 золотник J
опускается, перекрывая сечение паза 5, чем и осуществляется
торможение механизма, приводимого гидроцилиндром.
Регулировкой положения дросселя 13 можно установить
требуемую скорость подхода механизма к упору при полном
перекрытии золотником 3 щели 5. В зависимости от требуе-
мого перепада давления и расхода масла проходные сечения
щелей между пазами 4 и 5, 7 и 8 можно изменять поворотом
втулки 6 с помощью винтов 14 и 15. Назначение обратного
258
r 4
Панель
8
цилиндр
Рис. 137. Путевой дроссель ЗУ4374
I ---- ——.-----------------
г
Дренаж
От ревер-
сивного
золотника
Проточить канадки шириной 0,3,
глубиной 0,3 с шагом 3\0мм
Притереть
До получения
\зазора в £
пределах
7*45
68
Рис. 138. Рабочий чертеж золотника путевого дросселя
ЗУ4374
-15+0.3----
—06,5-0,1
08А
9*
259
Рис. 139. Путевой дроссель фирмы Виккерс
Рис. 140. Путевой дроссель фирмы Геллер
L I
260
клапана 16 то же, что у путевого дросселя на рис. 137. Макси-
мальный расход масла ^75 л/мин\ рабочее давление — до
70 бар.
На рис. 140 показана конструкция путевого дросселя (без
обратного клапана), устанавливаемого в транспортных устрой-
ствах автоматических линий фирмы Геллер (ФРГ).
Необходимый угол наклона кулачка торможения опреде-
ляется теоретически путем приближенного численного решения
дифференциального уравнения движения поршня при подста-
новке в это уравнение движения фактически выбранного закона
изменения площади открытия щели путевого дросселя. В общем
виде это уравнение не решается.
Анализ дифференциального уравнения движения поршня
показывает, что увеличение установившейся скорости переме-
щения транспортера требует (при условии сохранения задан-
ного предельного значения ускорения) увеличения хода тор-
можения, т. е. уменьшения угла наклона кулачка. Аналогичным
образом сказывается увеличение силы тяжести (силы веса)
перемещаемых заготовок.
Институтом Машиноведения АН СССР* совместно с СКБ-1
[8] были проведены детальные динамические исследования тор-
можения транспортера с путевым дросселем, показанным на
рис. 137, в результате которых после проделанных расчетов вы-
явилась возможность практически ограничиться всего двумя ку-
лачками торможения. Оба эти кулачка имеют двухступенчатый
прямолинейный профиль (см. рис. 137) с углом заходной части
30° и углом рабочей части а°. Рекомендуемые значения угла а
(полученные опытным путем) в зависимости от скорости пере-
мещения и суммарной силы тяжести (силы веса) транспорти-
руемых заготовок при их перемещении толкающим приводом
с ускоряющей реечной передачей приведены в табл. 33.
В табл. 34 приведены рекомендуемые значения угла а0 для
торможения транспортных и других механизмов, где нет опас-
ности отрыва заготовок от собачек( см. ниже).
Возможность изменять условия процесса торможения путем
простого подбора соответствующего угла наклона кулачка яв-
ляется достоинством путевого дросселя, показанного на рис. 137.
Динамические испытания гидропривода транспортера пока-
зали, что колебательный процесс движения, обусловленный
сжимаемостью рабочей жидкости и переменной характеристикой
трения при небольших, постепенно нарастающих ускорениях,
возникающих в рассматриваемом гидроприводе, практически
отсутствует, что дает возможность не учитывать его в расчете.
При торможении шаговых транспортеров, перемещающих
заготовки таким образом, что отрыв их от собачек невозможен
* Канд. техн, наук Е. А. Цуханова.
261
Таблица 34
Таблица 33
Значения угла рабочей части
кулачка торможения а° при
наличии возможности отрыва
заготовок от собачек
транспортера
Суммарная сила тяжести (сила веса) перемещае- мых заготовок Скорость пере- мещения заго- товок В MjMUH
8 10 12 14
в н в кГ а в град
5 000 500
10 000 1000 30
15 000 1500
20000 2000
25000 2500
30 000 3000 15
35000 3500
40 000 4000
45 000 4500 *
50 000 5000 1
55 000 5500 9
60 000 ч* 6000
4
Значения угла рабочей части кулачка
торможения а0 при отсутствии
возможности отрыва заготовок
(например, посредством поворотных
кулачков, охватывающих каждую
заготовку с двух сторон), а также
при торможении подвижных столов
и других механизмов, перемещаю-
щих заготовки в зажатом состоя-
нии, тормозное устройство должно
обеспечить безударный подход ме-
ханизма к упору.
Проведенные эксперименты и
опыт эксплуатации показывают, что
торможение указанных механизмов с отрицательным ускорением
свыше 3 л/cezc2 и подход к упору со скоростью свыше 2—
3 м/мин сопряжены с рывками и ударами, частое повторение
262
которых может привести к смятию упоров и расшатыванию са*
мих подвижных механизмов.
Таким образом, для выбора закона и способа торможения
этих механизмов в значительной мере действительны те же
соображения, которые послужили основой для определения кон-
струкции и параметров путевых дросселей (минимальные зна-
чения отрицательного ускорения и скорости подхода к упору
при сохранении возможно малого времени процесса торможе-
ния), вследствие чего эти путевые дроссели могут быть успешно
применены для торможения механизмов и этой группы.
Свободный выбег. При отсутствии необходимости точной
остановки механизма, например при возврате приводов транс-
портеров, подвижных столов, силовых головок и других подоб-
ных механизмов в исходные положения, их можно тормозить
соединением соответствующей полости цилиндра с баком не-
посредственно либо через подпорный клапан. В этих случаях
после прекращения подачи масла в рабочую полость цилиндра
привод транспортера (как и другой механизм) плавно пере-
местится по инерции на некоторое расстояние.
При необходимости более точной остановки привода транс-
портера при его возвращении без заготовок в исходное поло*
жение, в заднюю крышку цилиндра можно встраивать демпфер
переменного сечения, который также широко применяется для
торможения различных поворотных устройств (см. ниже).
Торможение поворотных устройств. Поворот заготовок во-
круг вертикальной оси осуществляется на автоматических
линиях поворотными столами, приводимыми от гидроцилиндра
через реечную передачу.
При торможении поворотного стола перед его остановкой
необходимо, чтобы заготовка, свободно лежащая на плоскости
поворотного стола, не сдвинулась с места. Этому положению
соответствует условие
где а — максимальное отрицательное ускорение центра тяже-
сти заготовки в процессе торможения;
fmp— коэффициент трения покоя между заготовкой и плос-
костью поворотного стола.
Следует отметить разницу между торможением шагового
транспортера заготовок и поворотного стола:
а) транспортером заготовка перемещается по направляю-
щим планкам, поэтому при подходе к упору на любой скорости
заготовка (как указывалось выше) неминуемо оторвется от
собачки на расстояние, определяемое скоростью перемещения и
коэффициентом трения скольжения.
При повороте заготовка лежит на плоскости поворотного
стола, поэтому при подходе к упору заготовка может сдвинуться
263
лишь при условии, что отрицательное ускорение заготовки
а<£Г/то(пРи значении коэффициента .трения покоя f mp-0,154-0,4,
ядоп = 1,54-4 м/сек2);
б) на транспортере отрыв заготовки от собачки опреде-
ляется только ускорением заготовки и не зависит от скорости
ее перемещения.
Для поворотного стола условия сдвига заготовки имеют
свои особенности. Рассмотрим схему сил, действующих на заго-
товку при торможении поворотного стола (рис. 141).
Рис. 141. Схема сил, действующих
на заготовку при торможении по-
воротного стола
Полное ускорение заготовки
при вращательном движении ]а|
определяется векторной суммой
нормального |а^| и тангенци-
ального I&C | ускорений: '
а = aN + а-. (62)
или
о 2,2
а2 = адг + —
^*2
(62а)
где т—радиус вращения центра тяжести заготовки;
г — радиус зубчатого колеса привода;
ц0—линейная скорость поршня гидроцилиндра;
ап — ускорение поршня гидроцилиндра.
Задаваясь равнозамедленным законом торможения (как
наиболее выгодным) и подставляя выражение
vo = 2ал5
(где S
путь торможения) в уравнение (62а), получаем
мулу для определения предельного допустимого ускорения
поршня
пдоп
ц. т
/ 1
V ra-j_(2S)a’
(63)
Например, при fm^=0,I5; г=30 лл;5=14 мм и /?ц, т=500 мм,
ускорение аПдоп =0>068 м/сек2, что соответствует скорости уста-
новившегося движения поршня Vq=2,6 м/мин. Это означает, что
при указанных значениях параметров, даже при условии идеаль-
ного торможения, стол может поворачиваться со скоростью
поршня гидроцилиндра не более Оо=2,6 м/мин.
264
Для торможения поворотного стола применяются встраивае-
мые в крышки цилиндра регулируемые демпферы переменного
сечений (рис. 142).
Демпфер (рис. 142, а) состоит из золотника 1 с пружиной,
перемещающегося во втулке 2, упорной шайбы 3 и шарикового
обратного клапана 4, предназначенного для ускорения подачи
масла в цилиндр в начале обратного хода поршня. В процессе
Рис. 142. Демпфер - переменного сечения, встроенный в крышку гидроци-
линдра:
а —демпфер; б — рабочий чертеж золотника
движения штока-рейки масло из полости цилиндра 5 свободно
сливается в бак по каналам 6, 7 и 8. При подходе к упору
шток-рейка перемещает золотник /, который своими дроссели-
рующими кромками 9 перекрывает канал 7, благодаря чему
замедляется движение штока-рейки цилиндра. Точная регули-
ровка места остановки производится сдвигом втулки 2 посред-
ством регулировочного винта 10,
Эксперименты с золотниками различного профиля показали,
что при движении поршня гидроцилиндра со скоростью 1,5—
2 м/мин можно ограничиться одним золотником с наклонными
пазами прямоугольного сечения и лыской для доведения до
упора при всех случаях торможения.
Конфигурация и параметры дросселирующих пазов а золот-
ника (рис. 142, б) подобраны таким образом, чтобы обеспечить
265
ь F1
в процессе торможения по возможности постоянную величину
замедления.
Лыски б выполняют роль дросселя постоянного сечения,
обеспечивающего движение поршня на последних 1,5 мм пути
с постоянной скоростью.
Пропускная способность демпфера при крайнем переднем
положении золотника составляет до 45 л/мин в обе стороны;
при крайнем заднем положении золотника — до 1 л/мин в на-
правлении из полости 4 (рис. 142, а) в канал 6 (Ар —35 бар;
Т-50 °C).
Рис. 143. Демпфер постоянного сечения, встроенный в крышку гидроци-
линдра
Длина хода золотника 15 мм, из которых на участке 13,5 мм
производится торможение и на участке 1,5 мм— доведение до
упора при постоянной скорости поршня.
При торможении поворотных барабанов, предназначенных
для поворота заготовок на автоматических линиях вокруг гори-
зонтальной оси, заготовка, расположенная на планках внутри
поворотной части барабана, имеет возможность смещаться
лишь в направлении, перпендикулярном к плоскости поворота.
Поэтому выбор закона торможения не имеет существенного
значения, так как передаваемые заготовкой инерционные силы
воспринимаются планками. Единственным критерием для вы-
бора закона торможения является отсутствие удара при оста-
новке. Эксперименты показали, что указанным условиям пол-
ностью отвечает демпфер цилиндра привода поворотного стола
266
который в целях унификации может быть выбран в качестве
тормозящего устройства для барабанов.
В некоторых случаях для торможения поворотных столов
агрегатных станков с закрепленными на них заготовками можно
применять более простой по конструкции демпфер, встроенный
в крышку гидроцилиндра (рис. 143).
Процесс торможения начинается при входе буртика 1
поршня 2 в расточку крышки 3. Масло из полости 4 цилиндра
вытесняется при этом в
бак через игольчатый
дроссель 5. Давление в
полостях 4 и 6 цилиндра
повышается, часть масла,
нагнетаемого насосом,
сливается в бак через
предохранительный кла-
пан и скорость перемеще-
ния поршня уменьшается.
Скорость подхода поршня
цилиндра и приводимого
им механизма к упору
настраивается дроссе-
лем 5.
При использовании
демпферов типа, пока-
занного на рис. 143, не-
обходимо учитывать, что
при посадке буртика 1 в
расточку крышки 3 по
3-му классу точности
(А3/Х3) диаметральный
зазор между буртиком и
расточкой крышки (для
буртиков диаметром 30—
50 мм) может колебаться
в пределах 0,04—0,18 мм,
а площадь кольцевого за-
зора — в пределах 2—
10 мм2.
Рис. 144. Гидросхема фиксации и тормо-
жения поворотных барабанов с приводом
от гидро двигателя
Столь значительные колебания площади кольцевого зазора
Существенно влияют на процесс торможения, поэтому демпфи-
рующее устройство указанного типа может быть рекомендовано
лишь для торможения транспортных и поворотных механизмов
при небольших движущихся массах и скоростях движения и
при отсутствии опасности смещения перемещаемых или повора-*
чиваемых заготовок. В поворотных столах конструкции СКБ-1,
серии 5У применен демпфер по рис. 142, а.
267
Демпферы по рис. 142, а и 143 компактны и не требуют
для своего управления специальных кулачков. Однако их при-
менение в гидросистемах связано с ограничениями возможности
точного контроля положения механизма после его остановки
на упоре, поскольку давление в рабочей полости гидроцилиндра
начинает повышаться в начале процесса торможения (как было
упомянуто выше), что делает невозможным применение для
контроля реле давления.
Торможение и фиксация поворотных барабанов с приводом
вращения от гидромотора могут быть выполнены по схеме,
показанной на рис. 144. В конце поворота барабана ролик
фиксатора 1, прижатый к кольцу барабана действием пру-
жины 2, скользит по поверхности регулируемого кулачка 3.
При этом поршень 4 цилиндра фиксации перемещается вниз,
перекрывая слив масла из гидродвигателя в бак и оставляя
проход маслу только через канавку 5 и кольцевой зазор по
периферии поршня 4. В конце поворота барабана ролик фикса-
тора 1 заскакивает в паз 6, осуществляя индексацию барабана.
Конечное положение
иксатора контролируется конечным вы-
ключателем 7. Начальный момент торможения барабана регу-
лируется посредством поворота кулачка 3 вокруг оси 8.
3. ГИДРОПРИВОД ПОДВИЖНЫХ ДЕЛИТЕЛЬНЫХ СТОЛОВ АГРЕГАТНЫХ
СТАНКОВ
На рис. 145 показана гидравлическая схема привода двух-
позиционного подвижного стола агрегатного станка [10]. Заго-
товка, устанавливаемая в приспособлении на столе, обрабаты-
вается за два последовательных перехода. Гидропривод стола
предназначен для перемещения стола из одной позиции в дру-
гую, прижима его к направляющим на время обработки заго-
товки и зажима заготовки в приспособлении, установленном на
столе. Гидропривод работает следующим образом.
Исходное положение. В исходном положении стол находится
у переднего упора 1. Масло от реверсивного золотника А (на
схеме не показан) направляется по трубопроводу 2 через путе-
вой дроссель 3 в переднюю полость цилиндра стола 4, прижимая
его к упору, и от реверсивного золотника Б по трубопроводу 5
в задние штоковые полости цилиндров прижима стола 6.
Одновременно масло через полый шток цилиндра 4 направ-
ляется к установленному на столе распределительному устрой-
ству 7 с краном управления 8, с помощью которого осущест-
вляется зажим и отжим заготовок в приспособлениях. В кор-
пусе распределительного устройства имеется плавающий золот-
ник 9, назначение которого сообщать с давлением канал 10 и
со сливом канал 11 вне зависимости от направления движения
или положения поршня цилиндра. Такой способ подвода масла
268
Отжим
Зажим
8^
Назад Вперед
К золотнику А
Дренаж
дренаж
К золотнику А
Зажим
РД.1
быстрое перемещение У~3,5м/мин
КшотЙйкуЪ Отжим
Зажим
РД,2
Замедленный подбод
л упору
4 f
В п а
^Остановка на
переднем упоре
назад
Д
I dfLfnUHffOWC $
"unSoe^ А ~ Замедленный под бод
у И Л|_____________________*J5 к упору
Быстрое перемещение У~3м/мин
Р г
ь ь
Рис. 145. Гидросхема привода двухпозиционного подвижного стола агрегат*
«ого станка (схема выполнена для положения: движение стола назад, отжим
стола, зажим заготовки)
269
к цилиндру зажима заготовки 12 позволяет обойтись без/ при-
менения гибких шлангов или телескопов. /
После установки и зажима заготовки в приспособлении она
обрабатывается на 1-й позиции. По окончании обработки
включается соответствующий электромагнит реверсивного зо-
лотника Б зажима стола, масло направляется по трубопро-
воду 13 к гидроцилиндрам зажима стола 6, осуществляя
быстрое перемещение их поршней в положение отжима.
По окончании отжима реле давления РД1 дает команду
на включение электромагнита реверсивного золотника А пере-
“ мещения стола и масло направляется в заднюю полость ци-
линдра 4. При подходе к заднему упору 14 кулачок торможения
нажимает на золотник путевого дросселя 15, замедляя движение
стола.
Зажим стола на заднем упоре. После остановки стола на
упоре 14 срабатывает реле давления РД2 и масло реверсив-
ным золотником Б направляется в задние полости цилиндров 6,
прижимая стол к направляющим станка, после чего срабатывает
реле давления РДЗ, дающее команду на пуск головок вперед.
Отжим, движение стола вперед и зажим стола на переднем
упоре производятся аналогично описанному выше.
Следует отметить, что давление масла в полостях цилиндра
перемещения стола 4 не остается постоянным: при быстрых
перемещениях стола давление падает в зависимости от вели-
чины сил сопротивления движению и лимитируется настройкой
пружины предохранительного клапана насоса низкого давле-
ния, при остановке стола на упоре давление вновь возрастает.
Такие же колебания давления будут в рабочих полостях ци-
линдра зажима заготовки 6. Однако в процессе обработки
давление в рабочих полостях цилиндра зажима детали остается
постоянным.
Еще одной особенностью описанной гидросхемы, которую
необходимо учитывать, является то обстоятельство, что зажим
и отжим заготовки производятся после остановки стола на
упоре, т. е. когда один из путевых дросселей нажат, что огра-
ничивает возможный расход масла на эти операции.
Питать маслом гидросистему подвижного делительного стола
целесообразно от сдвоенного пластинчатого насоса. Насос низ-
кого давления используется для быстрого перемещения стола.
Давление масла, осуществляющего прижим стола к упорам,
поджим стола к направляющим и зажим заготовки в приспо-
соблении, установленном на столе, поддерживается насосом
высокого давления. Насос низкого давления при этом разгру-
жается на бак.
По аналогичной схеме строятся гидравлические приводы
многопозиционных подвижных столов. Остановка этих столов
в промежуточных положениях производится прижимом их к вы-
270
движным упорам-фиксаторам 1 (рис. 146). Стол 2 работает
следующим образом. После окончания обработки заготовки на
одной газ позиций и прихода силовой головки в исходное поло-
жение конечный выключатель головки включает электромагнит
реверсивного золотника и стол быстро перемещается в направ-
лении стрелки Л. При подходе к следующему положению индек-
сации I скос упора 3 поднимает фиксатор /, который своим
стержнем нажимает на конечный выключатель 4 (без выдачи
последним команды). При
дальнейшем перемещении
стол а упор 3 освобождает
фиксатор /, который под
воздействием пружины бы-
стро перемещается вниз,
вследствие чего освобожда-
ется конечный выключатель
4, дающий команду на вклю-
чение электромагнита ревер-
сивного золотника стола.
Стол, двигаясь по стрелке
Рис. 146. Схема фиксации многопози-
ционного подвижного стола
Б, прижимается торцом фи-
ксатора к упору 3, после че-
го давление в цилиндре 5 по-
вышается и срабатывает ре-
ле давления, включающее быстрый подвод силовой головки.
Так как команда на реверсирование стола для прижима его
к фиксатору подается непосредственно после подъема фикса-
тора и стол за это время не успевает набрать скорость, пере-
мещаясь не более чем на 1—2 мм, то дополнительных
тормозящих устройств для обеспечения безударной его оста-
новки на фиксаторе не требуется.
4. ГИДРОПРИВОДЫ ШАГОВЫХ ТРАНСПОРТЕРОВ АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИ-
НИЙ i
Многие гидроприводы шаговых транспортеров заготовок для
автоматических линий 'строятся по схеме, аналогичной пока-
занной на рис. 135. В частности, по такой схеме работает
нормализованный привод шагового транспортера 5У2740. Однако
при конструктивном оформлении привода по этой схеме его
общая длина часто оказывается чрезмерно большой (в 2,2—
2,6 раза больше величины хода), так что привод не всегда
можно разместить между станками или участками автомати-
ческой линии, не увеличивая ее общей длины.
На рис. 147 показана гидрокинематическая схема более
компактных нормализованных приводов шаговых транспортеров
типа ЗУ2739 и 5У2739, состоящих из каретки 1 с дифферен-
циальным цилиндром 2, перемещающим посредством ускоряю-
271
HJ
щей реечной передачи 5 подвижную платформу 4, на пло ость
которой устанавливается кронштейн, связывающий привод со
штангой, несущей толкающие собачки. Применение ускоряющей
реечной передачи позволяет уменьшить габариты привода и
одновременно увеличить скорость транспортирования заготовки
при том же расходе масла (с соответствующим умейыйением
тяговой силы). I
Рис. 147. Гидрокинематическая схема нормализованных
приводов шаговых транспортеров заготовок
У штанги вместо собачек могут быть кулачки, входящие
в паз или охватывающие с двух сторон транспортируемые заго-
товки или приспрсобления-спутники. В этом случае штанга
должна периодически (до и после хода транспортера) пово-
рачиваться посредством дополнительного цилиндра на 90°,
вводя и выводя кулачки из соприкосновения с заготовками.
Привод транспортера тормозится перед его остановкой на
упорах 5 в переднем и заднем положениях при помощи путевых
дросселей 6 и 7. Переднее положение привода после его оста-
новки может контролироваться как реле давления, так и конеч-
ным выключателем, исходное положение — конечными выклю-
чателями.
Цилиндры приводов транспортеров автоматических линий
управляются посредством распределительной гидропанели t 8
272
типа ЗУ4324 с встроенным дросселем либо типа ЗУ4327 с встро-
енным регулятором скорости (при необходимости сохранения-
стабильности скорости перемещения транспортера при возмож-
ных Колебаниях нагрузки).
i Т а б л и ц а 35'
Основные технические данные нормализованных приводов
шаговых транспортеров
Тип-при- вода транспор - тера л * р Диа- метры гидро- цилиндра * Длина рабочего хода и Тяговая сила привода при давлении 50 бар «1 Скорость пере-i мещения заго- товки при , производитель- ? ности насоса 25 л! мин
1 поршня штока Соединение полостей цилиндра
Дифферен- циальное Недифференциа л ьн ое « Дифф ерен циа л ь - ное Недиффе у < рен- циальное *
вперед назад вперед назад
в мм в н в кГ в н в кГ в н в кГ _ и в mJ мин ; г!
Ъ V Ч 5У2739 * ? • < 90 60 500—1600 (5 испол- нений) 5 000 500 10800 1080 6000 1 600 а 17,7 7,8 14,2
по 80 8 500 850 16 200 1620 7 500 750 9,9 5,3 11,1; V < || 8,0;
125 90 10 500 1050 г 21 000 2100 10 500 1050 8,0 4,0
125 60 21 000 2100 16 000 1600 f 4,0 4,7;
5У2740 90 * 60 400—1000 (4 ис- полнения) 13400 1340 30 000 3000 16 600 1660 •г 8.0 4,0 8,0; 1 *
В табл. 35 приведены основные технические данные норма-
лизованных приводов шаговых транспортеров серии 5У, поль-
зуясь которыми можно в зависимости от заданной скорости
перемещения заготовок и потребной тяговой силы транспортера,
определить производительность насоса, диаметр цилиндра и
рациональную схему включения цилиндра в гидросистему.
Практически увеличение скорости транспортирования заго-
товок свыше 16 м/мин целесообразно лишь при темпе работы
линии менее 0,7—1,0 лшн. При темпе работы линии более 1 мин
273.
увеличение скорости транспортирования заготовок даже в/2—
2,5 раза не увеличивает существенно производительности
автоматической линии, так как время транспортирования со-
ставляет, как правило, лишь небольшую часть времени/цикла
работы линии. /
ГИДРОПРИВОДЫ ПОВОРОТНЫХ УСТРОЙСТВ |
На рис. 148 приведена гидрокинематическая схема двух-
]Позиционного поворотного делительного стола типа У2824 для
.‘агрегатных станков. Этот стол предназначен для маятникового
^поворота планшайбы с установленными на ней приспособле-
ниями, в которых закреплены обрабатываемые заготовки, на
-угол 180°. Стол вместе с узлами гидропривода и гидробаком
устраивается в основание /, являющееся нормализованной сред-
ней частью одно- или двухстороннего агрегатного станка.
Гидропривод поворотного стола производит операцию пово-
рота, индексации и зажима планшайбы 2 и состоит из следую-
щих узлов: гидропанели поворота 5, сдвоенного пластинчатого
насоса серии Г12-2 с производительностью насоса 4 (зажима)
,5—8 л/мин и насоса 5 (поворота) 12—18 л!мин\ цилиндра 6
поворота, который через реечную передачу поворачивает план-
дпайбу 2; цилиндра фиксации и зажима 7, реле давления 8.
Гидропривод стола работает следующим образом:
Рабочее положение. В обоих рабочих положениях стола
^электромагниты 9 и 10 гидропанели 3 обесточены. Торцовые
полости А и Б трехпозиционного реверсивного золотника 11
^соединены через золотники управления 12 и 13 с баком и золот-
ник 11 своими пружинами установлен в среднее положение.
Масло, нагнетаемое насосом 4, направляется золотником 11
в полость 3 цилиндра фиксации и зажима 7 и, воздействуя на
^большую рабочую площадь поршня, т. е. преодолевая давление
масла, поступающего непосредственно от насоса в полость Г
цилиндра 7, прижимает планшайбу к направляющим стола че-
рез рычаг 14 с силой, определяемой настройкой предохрани-
тельного клапана 15. Одновременно золотник 16 предохрани-
тельного клапана 15 соединяет с баком полость Д предохра-
нительного клапана 17 и масло, нагнетаемое насосом поворота,
сливается в бак, отжимая золотник 18 клапана /7, с давлением
порядка 2—4 бар (давление, необходимое для управления рабо-
той золотника 11).
Обе полости цилиндра поворота 6 реверсивным золотни-
ком 11 соединены с баком.
Давлением масла, нагнетаемого насосом 4, разделительный
] клапан 19 заперт, не допуская слив масла от этого насоса через
предохранительный клапан насоса поворота.
Поворот планшайбы по часовой стрелке. Команда на по-
ворот планшайбы по часовой стрелке дается от электрокнопки
.274
Рис. 148. Гидрокинематическая схема двухпозиционного поворотного де-
лительного стола У2824 (выполнена для положения фиксации и
дданшайбы)
«ли конечных выключателей силовых головок станка, которые
при возврате в исходное положение включают электромагнит 10.
.Масло от насоса 5 через золотник 12 поступает в пол
золотника 11, перемещая его й правое (по схеме) пол ение.
В этом положении золотника 11 полость В цилиндра 71 соеди-
няется с баком и масло от обоих насосов, воздействуя на пор-
шень цилиндра 7, выдергивает фиксатор 20 и освобождает
планшайбу.
После выхода фиксатора из планшайбы поршень цилиндра 7
-сбединяет проточку 21 с полостью Г и масло, нагнетаемое
обоими насосами, золотником 11 направляется в полость Е
цилиндра поворота 6. Поршень 22 через реечную передачу
поворачивает планшайбу по часовой стрелке. Масло, вытесняе-
мое из противоположной полости Ж цилиндра 6, направляется
золотником 11 в бак. При подходе стола к положению индек-
сации скорость поворота планшайбы замедляется демпфером 23,
встроенным в крышку цилиндра 6. Одновременно нажимаются'
конечные выключатели, обесточивающие электромагнит 10. Ре-
версивный золотник 11 своими пружинами возвращается в ис-
ходное положение (среднее по схеме), при котором (как было
описано выше) обе полости цилиндра поворота соединяются
о баком, а поршень цилиндра 7, перемещаясь вверх, конусной
частью фиксатора 20 доворачивает, фиксирует и зажимает
планшайбу через рычаг 14. По окончании операции зажима
давление в цилиндре 7 повышается, вследствие чего срабаты-
вает реле давления 8, конечный выключатель которого дает
команду на быстрый подвод силовых головок.
Поворот планшайбы против часовой стрелки. Команда на
поворот планшайбы против часовой стрелки (как и по часовой
стрелке) может быть дана от электрокнопки или конечных
выключателей, которые включают электромагнит 9. При этом
масло от насоса 5 золотником управления 13 направляется
® полость А реверсивного золотника 11, перемещая этот золот-;
ник в левое (по схеме) положение.
Аналогично описанному выше последовательно производятся
'расфиксация, отжим и поворот стола против часовой стрелки,
по окончании которого нажимаются конечные выключатели,
«обесточивающие электромагнит 9. Поршень цилиндра фиксации
и зажима производит доворот, фиксацию и зажим планшайбы,
’после чего снова срабатывает реле давления. *
Для обеспечения безаварийной работы в гидравлических
•системах поворотных делительных столов должны быть преду-
смотрены блокировки:
а) блокировка, исключающая возможность поворота план-*
шайбы до вывода фиксатора;
б) блокировка, гарантирующая свободное положение план-
шайбы на направляющих в момент индексации с тем, чтобы
276
1г
кон
жен
фиксатора сумел довернуть планшайбу в точное поло*
^индексации.
ассмотренном гидроприводе двухпозиционного поворот-
елительного стола масло подается в цилиндр 6 для
а планшайбы лишь через проточку 2/, которая откры-
поршнем цилиндра 7 после вывода фиксатора из план-
ного
поворо
ваетсЯ
шайбы.
В процессе индексации стола золотник 11 может направить
масло в полость В цилиндра 7, только находясь в среднем
положении, при котором полости Е и Ж цилиндра 6 соеди-
нены с баком. *
На рис. 149 приведена гидрокинематическая схема более
универсальных многопозиционных поворотных делительных сто-
лов. В отличие от двухпозиционного стола (см. рис. 148), много-
позиционный стол предназначен для встройки в основания вер-
тикальных и горизонтальных агрегатных станков. Поэтому
гидропривод стола построен таким образом, что его можно
объединить с гидроприводом подачи несамодействующей сило-
вой головки или силового стола, с которыми он работает после-
довательно, получая питание от одной общей насосной уста-
новки.
Основными механизмами гидропривода многопозиционного
поворотного делительного стола являются: цилиндр поворота /,
рейка которого через кулачковую муфту 2 и зубчатые колеса 3
и 4 связана с планшайбой стола 5, и фиксатор 6, который
перемещается цилиндром 7. На цилиндрической части фиксатора
нарезана еще одна рейка, которая зубчатыми колесами 8 свя-
зана с поводком муфты 2. Нижний конец штока цилиндра 7
соединен рычагом 9 с тягой 10, прижимающей планшайбу к на-
правляющим.
Работой цилиндров стола управляет нормализованная гидро-
панель поворота 4У2429 следующим образом.
Исходное положение. В исходном — заиндексированном —
положении стола электромагниты Э1, Э2 и Эз обесточены;
золотники 11 и 12 занимают положения, показанные на схеме.
Масло от насоса высокого давления, поступающее по трубо-
проводу а к золотнику 11, направляется последним в полость А
цилиндра 7, удерживая фиксатор в положении, показанном на
схеме. Масло, от насоса быстрых ходов, поступающее по трубо-
проводу б, направляется золотником 12 в полость Б цилиндра
поворота 1. Поршень с рейкой 15 прижат к правому упору.
Отжим стола, вывод фиксатора и включение муфты. При
включении электромагнита Э{ золотник 11 перемещается в пра-
вое (по схеме) положение, при котором полость А цилиндра 7
соединяется с баком, а полость В с давлением. Масло от насоса
высокого давления, поступающее в полость В, перемещает вниз
шток цилиндра 7. Последний выводит фиксатор 6, освобождает
277
подачи
Рис. 149. Гидрокинематическая схема многопозиционного
нелью поворота 4У2429
прроротнорр дедитедьного стола с па-
рычаг 9 и через рейку и зубчатые колеса 8 включает муфту 2.
Окончание этой операции контролируется конечным выключа-
телемуКВ-1 (на схеме не показан), который включает электро-
магнит З3. Последний перемещает золотник управления 13
в нижнее (по схеме) положение.
Масло от насоса быстрых ходов поступает в полость Д
золотника 12, перемещая его в правое (по схеме) положение.
Золотник 12 сообщает полость £ цилиндра поворота 1 через
дроссель 14 с трубопроводом б. Масло от насоса быстрых ходов
поступает в полость £, перемещая влево (по схеме) поршень 15
< рейкой, который через зубчатые колеса 3 и 4 поворачивает
планшайбу 5. При подходе к положению индексации скорость
поворота планшайбы уменьшается демпфером 16, встроенным
в крышку цилиндра /.
Индексация и зажим стола. Перед подходом поршня 15
к регулируемому упорному винту 17 нажимается конечный
выключатель КВ-2 (на схеме не показан), который включает
электромагнит 32. Масло направляется золотником 11 в по-
лость А цилиндра 7. Поршень цилиндра, перемещая фикса-
тор 6, последовательно производит расцепление муфты 2 и
индексацию стола. Скорость перемещения фиксатора ограни-
чивается встроенным в трубопровод регулятором расхода Г.
По окончании индексации планшайба 5 прижимается к направ-
ляющим посредством рычага 9. Окончание операции индекса-
ции и зажима контролируется конечным выключателем КВ-1.
Возврат поршня цилиндра поворота. С целью уменьшения
потерь вспомогательного времени команда на возврат поршня 15
цилиндра поворота в исходное положение и выключение элек-
тромагнита З3 может быть подана в любое удобное по циклу
работы время (например, одновременно с включением рабочей
подачи головок). При этом золотник 12 пружиной 18 переме-
щается в положение, показанное на схеме. Масло от насоса
быстрых ходов через диафрагмовое сопротивление 19 поступает
в полость Б цилиндра 1, возвращая поршень 15 в исходное
положение. (Для возврата поршня требуется давление не более
3—4 бар). Диафрагмовое сопротивление 19 предназначено для
предотвращения падения давления в трубопроводе, б в процессе
возврата поршня 15, там где это необходимо.
Проточку 20 золотника 12 можно использовать для разгрузки
насоса быстрых ходов по окончании операции поворота. В этом
-случае проточка 20 соединяется трубопроводом с соответствую-
щими проточками распределительных золотников гидропанелей
подач с дистанционным электрическим управлением.
Как видно из схемы рис. 149, в приводе многопозиционного
поворотного делительного стола предусмотрена блокировка по-
ворота и индексации. Стол может поворачиваться только при
включенной муфте 2, для чего фиксатор 6 должен быть предва-
279
рительно выведен из зацепления с планшайбой. В процессе
индексации стола сначала расцепляется муфта, после/чего
фиксатор свободно доворачивает планшайбу в положений точ-
ной индексации.
Конструкция поворотного стола предусматривает возмож-
ность использования гидропривода поворота для зажима
заготовок в приспособлениях, установленных на планшайбе
стола.
Рис. 150. Гидрокйнематическая схема многопозиционного поворотного
делительного стола с панелью поворота 5У2429:
1 — поворотный cion, 2 — гидропанель поворота, 3 — золотник фиксации, 4 —
дроссель фиксации, 3 — редукционный клапан фиксации двухстороннего дейст-
вия, 6 — редукционный клапан разгрузки силы тяжести (веса) планшайбы, 7 —
золотник поворота, 8 — дроссель поворота, 9 — диафрагмовое сопротивление, W —
золотник управления
Для этой цели в тяге 10, посредством которой планшайба 5
прижимается к направляющим, имеются два или три канала г
для подвода и отвода масла к гидроцилиндрам зажима через
привод зажима или распределитель (подробнее см. раздел 1
настоящей главы).
На рис. 150 представлена гидрокинематическая схема мно-
гопозиционного поворотного делительного стола с модернизиро-
ванной гидропанелью поворота 5У2429. Эта гидропанель отли-
чается от гидропанели 4У2429 более компактной компоновкой,
наличием встроенного регулятора расхода для ограничения
скорости перемещения поршня цилиндра фиксации и наличием
280
I *
Рис. 151. Многопозиционный поворотный
. а — общий вид стола: б — узел
делительный стол фирмы Кросс:
привода поворота стола
281
2
Поворотный кран
или гидропанель
дополнительного редукционного клапана, предназначенного для
регулировки давления при частичной разгрузке силы веса
планшайбы цилиндром фиксации (через рычаг) при ее поворо-
те. Работа гидропанели поворота 5У2429 аналогична работе
гидропанёли 4У2429.
Гидравлический привод поворотного делительного стола
можно осуществить также с применением гидравлического дви-
гателя.
На рис. 151, а показана фотография поворотного делитель-
ного стола 1 с вынесенным из стола узлом гидравлического
привода 2 фирмы Кросс
(США) (узел привода
поворота более подробно
показан на рис. 151,6).
Планшайба стола по-
ворачивается шестерен-
ным гидравлическим дви-
гателем 3 через шлицевой
вал 4 и редуктор 5. Ин-
дексируется планшайба
цилиндром 6 через рееч-
ную передачу 7. Управле-
ние циклом поворота и
индексации производится
с помощью четырехпози-
ционного распределитель-
ного золотника S.
ник перемещается
электромагнитами
дящимися под
хом 9), кулачком
рукояткой II.
из электромагнитов уста-
Золот-
двумя
(нахо-
кожу-
10 и
Рис. 152. Гидрокинематическая схема нор-
мализованного привода поворотного стола
. для автоматических линий
При нажатии электрокнопки один
навливает распределительный золотник в положение вывода
фиксатора и поворота. При этом масло может поступать в гид-
равлический двигатель 3 по трубопроводу 12 только после вы-
вода фиксатора поршнем цилиндра 6. При подходе планшайбы
к положению индексации кулачок 10 перемещает распредели-
тельный золотник в положение «торможение», при котором
скорость поворота стола замедляется. Затем кулачок 13 нажи-
мает конечный выключатель 14, который включает второй элек-
тромагнит, устанавливающий распределительный золотник в
положение остановки планшайбы и индексации. Ввод фиксатора
контролируется конечным выключателем 15.
Поворотные столы, барабаны и кантователи, предназначен-
ные для поворота в различных плоскостях заготовок, транспор-
тируемых на автоматических .линиях, выполняются по более
282
простым схемам, чем поворотные делительные столы станков.
На рис. 152 показана гидрокинематическая схема нормали-
зованного привода поворотного стола, предназначенного для по-
ворота заготовок в горизонтальной плоскости на 90 или 180°.
Привод поворотного стола представляет собой реечный меха-
низм, преобразующий поступательное движение штока-рейки 1
цилиндра во вращательное движение верхнего фланца 2, несу-
щего на себе поворотную плиту 3 или планшайбу, на которой
располагается поворачиваемая заготовка. Торможение привода
поворотного стола 'перед его остановкой на упоре в
крайних
положениях достигается при помощи встроенных в крышки ци-
линдра демпферов 4 переменного сечешГя.
Привод поворотных барабанов выполняется как по схеме,
аналогичной описанной выше, так и с применением гидродви-
гателя по схеме рис. 144. В последнем случае габариты при-
вода поворота меньше.
Цилиндры поворотных устройств автоматических линий
обычно управляются с помощью двухпозиционных реверсивных
золотников с электромагнитным управлением.
6. ГИДРОПРИВОДЫ ПРОЧИХ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ АВТОМА-
ТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
Гидропривод вибратора. Для удаления стружки из просвер-
ленных отверстий перед нарезанием резьбы на автоматических
линиях применяются вытряхиватели и вибраторы. Заготовка
после сверления отверстий перемещается транспортером участка
автоматической линии в вытряхиватель, который поворачивает
ее на угол 90 или 180° отверстием вниз — до упора в плунжер
вибратора. Механизм поворота вытряхивателя по конструкции,
схеме, работе и характеристике аналогичен поворотным бара-
банам.
На рис. 153 показана принципиальная гидравлическая схема
механизма привода вибратора. Работой вибратора управляет
гидропанель 1 типа ЗУ4325, включающая распределительный
золотник 2 и дроссель 3.
При включении электромагнита масло от насоса поступает
к реверсивному золотнику 4 привода вибратора, которым на-
правляется в одну из торцовых полостей плавающего золот-
ника ,5. В зависимости от своего положения золотник 5 соеди-
няет полость 6 цилиндра привода вибратора поочередно с на-
сосом и баком. Реверсивный золотник 4 из одного крайнего
положения в другое перебрасывается поршнем 7, в паз которого
входит буртик золотника 4. Амплитуда колебаний поршня 7
равна размеру а плюс ход золотника 4, необходимый для ревер-
сирования направления потока масла к торцам плавающего
золотника 5. Количество ходов возвратно-поступательного дви-
283
жения поршня 7 в единицу времени, т. е. частота ударов поршня
о заготовку, определяется количеством масла, поступающего к
вибратору, и может регулироваться дросселем 3 в пределах
0,5—8 дв. ходов в секунду.
Скорость перемещения поршня при его втягивании в корпус
вибратора в 3 раза больше, чем при движении в обратную
сторону вследствие соответствующей разницы его рабочих пло-
щадей. Это способствует
созданию лучших условий
для удаления стружки из
отверстий. Для нормальной
работы вибратора к нему
должно подводиться масло
с давлением 20—25 бар.
Рис. 154. Гидросхема механиз-
ма привода командоаппарата
От насоса
Рис. 153. Гидросхема механизма приво-
да вибратора
Расход масла на один двойной ход поршня вибратора состав-
ляет 30 сл<3.
Гидропривод поворота электрических командоаппаратов.
Импульсный поворот валов электрических командоаппаратов,
управляющих циклом работы автоматической линии, при нали-
чии разветвленной общей гидросистемы можно производить с
помощью гидропривода, преимуществом которого по сравнению
с приводом, состоящим из электродвигателя с мальтийским ме-
ханизмом, является более простая и надежная конструкция,
обеспечивающая невозможность повторного поворота вала при
получении ложных команд.
284
На рис. 154 представлена гидравлическая схема механизма
привода командоаппарата. Вал командоаппарата (с электриче-
скими.упорами) поворачивается храповым механизмом, связан-
ным с зубчатым колесом 1, которое поворачивается плунже-
ром 2 с нарезанной на нем рейкой при перемещении электро-
магнитом 3 золотника управления 4. При выключении электро-
магнита плунжер и храповый механизм возвращаются в исход-
ное положение. Привод командоаппарата включает регулятор'
скорости 5 для стабилизации времени поворота вне зависимост»
от давления в гидросистеме и работает с давлением масла по-
рядка 4—5 бар. /д
При полном открытии др.оссе/тя регулятора скорости 5, дав-
лении 4—5 бар, диаметре плуцякёра "2, равном 35 жм-и его ходе
от 5 до 26 мм (в зависимости от числа позиций командоаппара-
та) расход масла на поворот составляет 1—2 aJmuh, что соот-
ветствует времени поворота вала командоаппарата 0,3—0,4 сек.
Увеличение скорости поворота может привести к проскакиванию»
вала по инерции за положение индексирования, что снизит на-
дежность работы командоаппарата.
Для расчета циклограмм работы автоматических,линий вре-
мя срабатыванйя командоаппарата может быть принято не-
сколько меньшим (0,2—0,3 сек), так как замыкание и размы-
кание коцтактов происходит на длине дуги меньшей, чем соот-
ветствующая полному углу поворота вала.
Гидропривод вертикального накопителя заготовок. На
рис. 155 представлена гидравлическая схема вертикального на-
копителя заготовок, установленного между секциями одной-
автоматической линии.
Стол 1 подъемника предназначен для загрузки заготовок
в накопитель и подачи их из накопителя на следующую секцию
автоматической линии. Уравновешивание стола 1 с заготовками
производится с помощью подпорного клапана 2, встроенного-
в специальную гидропанель 3.
Гидропривод работает следующим образом. При поступле-
нии в накопитель заготовка подается транспортером на стол Г
подъемника; при этом включается электромагнит 4 и золотник 5-
устанавливается в положение, показанное на схеме. Масло от
насоса поступает одновременно в полости 6 и 7 цилиндра 8
накопителя, и поршень 9 поднимает стол. После упора порш-
ня 9 в плавающую втулку 10 повышается давление в полости &
и срабатывает реле давления 11, конечный выключатель кото-
рого подает команду на электромагнит золотника фиксации
(на схеме не показан). При включении этого золотника проис-
ходит расфиксация нижней заготовки, находящейся в накопи-
теле, и все имеющиеся в нем заготовки опускаются на заго-
товку, лежащую на столе подъемника.
Последующими включениями электромагнита 12 гидропане-
285
ли 3 полость 7 цилиндра 8 соединяется с баком посредством
золотника 13 и поршень 9 окончательно поднимает стол со
жсеми заготовками. По окончании подъема нижняя заготовка
фиксируется в накопителе, удерживая все лежащие на ней за-
готовки. После этого электромагнит 12 выключается и подъем-
Л1ик давлением масла, поступающего в полость 7, опускается
в среднее (показанное на схеме) положение, по достижении
которого электромагниты гидропанели выключаются.
заготовок
При выдаче заготовок из накопителя последовательность
’переходов соответственно меняется. Опускание стола подъем-
шика в нижнее положение, при котором транспортер передает
заготовку на вторую секцию линии, происходит при включении
соответствующего электромагнита. Подпорный клапан 2 пре-
пятствует падению стола с заготовками во время его опускания,
-а также при аварийном прекращении подачи масла в полость 6
лри подъеме.
Применение гидравлического уравновешивания в некоторых
случаях дает возможность размещать накопители заделов вер-
тикально между секциями автоматической линии с соответству-
ющим уменьшением занимаемой площади.
ГЛАВА
VII
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ
АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
1. ВЫБОР ТИПА ГИДРОПРИВОДА
1А сходными данными, нёобходимыми для выбора типа гид-
** ропривода, проектирования гидросхемы и назначения гид-
равлического оборудования автоматической линии или отдель-
ных ее участков являются:
1) длительность цикла и темп работы линии;
2) количество одновременно или последовательно работаю-
щих гидрофицированных механизмов;
3) действующие силы и сопротивления, преодолеваемые ци-
линдрами, определяющие рабочее давление в гидросистеме и*
в отдельных ее участках;
4) требуемые длины и скорости рабочих и холостых ходов-
механизмов, приводимых гидроприводом или времена их сра-
батывания, определяющие расход масла и производительность-
насосов;
5) методы управления и контроля последовательности пе-
реходов цикла;
6) условия безаварийности работы в случае выхода из строя
отдельных элементов гидравлического или электрического обо-
рудования или при подаче неправильной команды;
7) планировка и габаритные размеры линии.
Перечисленные исходные данные удобно оформлять в виде
задания на проектирование гидропривода автоматической:
линии.
Обычно такое задание включает:
1) циклограмму работы автоматической линии, которая
должна отражать время и последовательность движения всех
механизмов при работе в автоматическом цикле и должна:
быть вычерчена с соблюдением масштаба времени;
2) общий вид или планировку автоматической линии.
На общем виде автоматической линии должны быть нане-
сены:
а) все станки и механизмы линии, а также места располо-
жения станций гидропривода с присвоенными им индексами
(С/, Т2, Г1 и т. д.);
б) все цилиндры фиксации и зажима с указанием диамет-
ров поршня и штока, длин ходов, направления движения и ме-
287'
тода зажима (через клин или напрямую). Цилиндры необхо-
димо по возможности изображать в соответствии с их рабочим
расположением на линии;
в) все цилиндры транспортных, контрольных и т. п. уст-
ройств с указанием веса перемещаемых механизмов и переме-
щаемых транспортером заготовок, диаметров порщня и штока,
длин рабочих ходов, направления движения и предполагаемых
способов торможения в крайних положениях;
г) количество и типы всех самодействующих силовых голо-
вок и установленных на них гидропанелей;
д) количество и типы всех несамодействующих силовых го-
ловок и силовых столов с указанием диаметров цилиндров, ти-
пов станций гидропривода и. гидропанелей.
Если несамодействующая силовая головка или силовой стол
имеют общий гидропривод с какими-либо вспомогательными
устройствами, то необходимо указать цикл работы головки или
«стола, длины ходов, скорость и силу рабочей подачи, а также
•параметры цилиндров вспомогательных устройств;
е) гидравлические приводы командоаппаратов и т. д.
3) пояснительную записку, которая составляется в тех слу-
чаях, когда перечисленные выше материалы не охватывают
каких-либо данных о работе линии, например, методов блоки-
ровки, • контроля и т. п.
Рационально выбранный гидропривод автоматической линии
должен удовлетворять следующим требованиям:
1) время и последовательность работы гидрофицированных
механизмов должны отвечать циклограмме работы линии;
включение в работу или остановка отдельных участков или
•секций автоматической линии не должны нарушать работу
тидроприводов остальных участков;
2) должна быть обеспечена возможность независимого уп-
равления работой отдельных механизмов линии вне автомати-
'ческого цикла;
3) гидропривод должен включать минимально необходимое
количество гидравлических насосов и аппаратов;
4) узлы гидрбпривода должны быть доступными для обслу-
живания и ремонта и занимать минимальную производствен-
ную площадь;
5) режим работы гидропривода, производительности насо-
сов и емкости гидробаков должны обеспечивать надежную и
длительную работу оборудования, минимальный расход элек-
троэнергии и отсутствие перегрева масла.
В автоматических линиях из агрегатных станков нашли
шрименение два основных типа гидроприводов (по методу их
компоновки):
а) децентрализованный, состоящий из ряда индивидуаль-
на
ных, независимых гидросистем, каждая из которых управляет
работой одного или небольшой группы механизмов линии;
б) централизованный, при котором управление работой
всех или большинства гидрофицированных механизмов участка
автоматической линии производится общим гидравлическим
приводом с одним сдвоенным или одинарным насосом.
Общими преимуществами децентрализованного гидроприво-
да являются: относительная простота каждого гидропривода
и его гидравлической схемы, малая длина трубопроводов (так
как каждый гидропривод может быть установлен рядом с об-
служиваемым им механизмом) и возможность в ряде случаев
отказаться от применения дроссельных устройств, так как про-
изводительность насосов можно подобрать в соответствии с
требуемым расходом масла.
С другой стороны, в автоматических линиях со сложной
структурой и большим числом гидрофицированных механизмов
применение децентрализованного гидропривода связано с необ-
ходимостью установки большого количества гидробаков с соот-
ветствующим количеством насосов и гидравлической аппарату-
ры, которые занимают большую площадь и усложняют экс-
плуатацию и ремонт оборудования. Производительность насо-
сов при этом используется нерационально, так как каждый из
обслуживаемых механизмов работает кратковременно. Указан-
ных недостатков лишены централизованные гидросистемы.
Вместе с тем, чтобы централизованные гидросистемы работали
с наибольшей эффективностью, необходимо при разработке
циклограмм работы автоматических линий учитывать следую-
щие налагаемые ими ограничения:
а) во время операций фиксации, зажима, отжима и расфик-
сации не могут производиться никакие другие операции;
б) для уменьшения непроизводительного расхода электро-
энергии на нагрев масла целесообразно максимально исполь-
зовать производительность насоса для выполнения полезной
работы. С этой целью желательно совмещать по времени Опе-
рации, не требующие больших расходов масла. При этом^сум-
марный расход масла должен быть на 3—5 л/мин меньше-про-
изводительности насоса.
С этой же целью при неработающих вспомогательных ме-
ханизмах, приводимых гидроприводом, насос быстрых ходов
должен разгружаться на бак;
в) все вспомогательные операции должны по возможности
осуществляться последовательно (без перерывов) с тем, чтобы
избежать необходимости излишне часто включать и выключать
электромагнит разгрузки.
Один общий централизованный гидропривод может быть .в
некоторых случаях применен для управления работой гидро^
фипированных механизмов двух и более параллельно или по-
10 Л. С. Брон, Ж. Э. Тартаковский 289
следовательно работающих участков автоматических линий.
Обязательным условием такого использования гидропривода
является совмещение по времени операций отжима и зажима
на всех участках.
Недостатком централизованного гидропривода является
большая сложность его гидросхемы и, как следствие этого, от-
носительная трудность отладки, обнаружения и устранения
неисправностей. При большой протяженности автоматических
линий дополнительные трудности могут возникнуть при отлад-
ке и регулировке цикла работы линии вследствие потерь вре-
мени, затрачиваемого на заполнение длинных трубопроводов
маслом и на сжатие масла при повышении давления.
Выбор гидропривода для каждой автоматической лини»
должен быть сделан на основе анализа ее работы и компонов-
ки с учетом особенностей гидроприводов каждого типа.
Ниже на конкретных примерах рассмотрены условия при-
менения децентрализованного и централизованного гидропри-
водов автоматических линий и описаны методика и последова-
тельность их расчета и проектирования.
2. ДЕЦЕНТРАЛИЗОВАННЫЙ ГИДРОПРИВОД
На рис. 156 приведена планировка автоматической линии,
предназначенной для сверления, зенкерования, снятия фасок,
развертывания и нарезания резьбы в отверстиях блока цилин-
дров автомобильного двигателя. Линия состоит из трех агре-
гатных станков. Гидравлический привод используется для уп-
равления работой нескольких гидроцилиндров.
Как видно из циклограммы (рис. 157), движение транспор-
тера (цилиндр 5) назад совмещено по времени с движением
силовых головок и началом обработки заготовок. Для обеспе-
чения поддержания в это время постоянного давления в систе-
ме зажима гидросистема линии построена на базе двух отдель-
ных гидроприводов — гидропривода фиксации и зажима, разме-
щенного в гидробаке 6 (рис. 156) и гидропривода транспортера
в гидробаке 7. ..
По данным циклограммы рис. 157 и значениям параметров
гидроцилиндров, приведенным в табл. 36, подсчитываются по-
требные для их перемещения расходы масла.
Для фиксации и зажима по расчетам требуется насос про-
изводительностью ₽=8,5 л/мин. Примененный в этом гидропри-
воде сдвоенный пластинчатый насос 5/8 серии Г12-1 позволяет
несколько уменьшить время этих операций с одновременным
уменьшением потерь энергии и температуры нагрева масла
в гидробаке. .
На рис. 158 показана принципиальная гидравлическая схе-
ма гидропривода фиксации и зажима (нумерация цилиндров
290
Рис. 156. Планировка автоматической линии:
Z и 2 — цилиндры зажима, 3 — цилиндры фиксации, 4 — цилиндр контрольного
устройства, 5 — цилиндр транспортера, 6 и 7 — гидробаки
Транспортер назад р 1 км §
Головки вперед «
Фиксация и зажим а с?
Транспортер вперед Г §
Отжим и расфиксация О© Сз
Головки назад а
р Обработка. 4 от
1,0 2,0 2,5 мин
Время
Рис. 157. Циклограмма работы автоматической линии
10* ' 291
соответствует поз. 1—4 рис. 156; см. также табл. 36). Управле-
ние работой цилиндров зажима 1 и 2 и других (соединенных
параллельно), фиксации 3 и контроля 4 (соединенных парал-
лельно) производится реверсивными золотниками 5 и 6 типа
ЗУ4322, управление работой насосной установки — раздели-
тельной гидропанелью 7 типа ЗУ4332 (подробная гидросхема
Т а б л и ц а 36
Параметры гидроцилиндров
механизмов автоматической линии
№ поз, по рис. 156 Тип и назна- чение гидро- цилиндров Количество гидроцилинд- ров Диаметр гид- роцилиндра в мм Диаметр штока в мм Ход поршня В AtJW
1 Цилиндр зажима 4 120 65 10
2 Цилиндр зажима 2 90 45 10
3 Цилиндр фиксации 3 65 32 15
4 Цилиндр односторон- него дейст- вия кон- трольного устройства 1 50 26
5 __ Цилиндр транспорте- ра, соеди- нение диф- ференциаль- ное 1 90 65 380
этой панели приведена на
рис. 120, а).
Операции фиксации и
контроля начинаются вклю*
чением электромагнита S’
гидропанели 6. Окончание
этой операции контроли-
руется конечными выключа-
Рис. 158. Принципиальная схема
гидропривода фиксации и зажи-
ма автоматической линии
телями механизмов фиксации и контроля, последовательно
включающими электромагнит 9 гидропанели 5. После окончания
перемещения поршней цилиндров зажима 1 и 2 давление в тру-
бопроводе 10 повышается и срабатывает реле давления 11, даю-
щее команду на начало движения силовых головок. Одновре-
менно разделительная гидропанель разгружает насос низкого
давления 12 на бак. Отжим и расфиксация производятся одно-
временно после окончания обработки заготовок включением
электромагнитов 13 и 14.
Гидропривод транспортера построен на принципиальной
схеме, приведенной на рис. 147, с применением нормализован-
ной гидропанели ЗУ4327.
После составления принципиальных схем гидроприводов ав-
томатической линии циклограмма корректируется в соответст-
вии с фактическим временем работы отдельных механизмов.
292
Для данной автоматической линии со сравнительно простым
циклом работы, небольшим количеством гидроцилиндров и тем-
пом работы линии более 2 мин учитывать время срабатывания
золотников и электроаппаратуры при этом не требуется.
В некоторых фрезерных станках, в которых неподвижные
заготовки обрабатываются перемещением силовых столов с
установленными на них фрезерными бабками вдоль оси линии,
для транспортирования заготовок используется операция быст-
Рис. 159. Схема гидропривода участка автоматической линии фирмы
Геллер (ФРГ)
рого отвода силовых стволов. Управлять работой гидроцилинд-
ров фиксации, зажима и некоторых других может при этом
гидропривод подачи силового стола, аналогично тому, как это
показано на гидросхемах рис. 131 и 132.
Гидропривод рассмотренной выше автоматической линии
(см. рис. 156) был скомпонован в виде двух независимых гид-
росистем, размещенных в отдельных гидробаках. На рис. 159
показана схема гидропривода участка автоматической линии
фирмы Геллер (ФРГ), состоящего из нескольких гидросистем,
смонтированных в общей станции гидропривода (по типу по-
казанной на рис. 111, а). Насосная установка гидропривода
состоит из 8 шестеренных насосов типа показанных на
рис. 111,6. Насосная установка включает насосы высокого
давления (Лпах = 25 бар) производительностью 5 л/мин (насо-
сы 1 и 2, рис. 159) и 6,3 л/мин (насосы 3, 5 и 7) и насосы низ-
кого давления (Ртах =15 бар) призводительностью 25 л!мин
(насосы 4, 6 и 8).
Операция быстрого перемещения поршней гидроцилиндров
зажима 9 осуществляется насосами 1 и 6 (SQ — 30 л!мин)у опе-
293
рация зажима — насосом /, операция быстрого перемещения
поршня цилиндра 10 силового стола—насосами 5, 4 и 6
(ZQ = 56,3 л/мин), рабочая подача этого стола—насосом Зит. д.
В процессе обработки заготовок на линии насосы 4, 6 и 8 пол-
ностью разгружены на бак золотниками 11, 12, 13, 14 и 15 (зо-
лотники 11 и 14, а также 12 и 13 соединены при этом последо-
вательно).
Гидропривод по схеме рис. 159 позволяет подобрать произ-
водительность насосов, необходимую для быстрых перемеще-
ний каждого гидрофицированного механизма с соответствую-
щим уменьшением непроизводительных потерь энергии (все
масло, нагнетаемое насосами низкого давления, используется
для полезной работы или свободно сливается в бак).
3. ЦЕНТРАЛИЗОВАННЫЙ ГИДРОПРИВОД
Гидросистемы вспомогательных устройств (зажима, фикса-
ции, транспорта и др.) автоматических линий, а также агре-
гатных и специальных станков со сложными циклами работы
при централизованном гидроприводе могут строиться как с
применением распределительных золотников с индивидуальным
электромагнитным управлением для каждого самостоятельно
работающего механизма (или группы аналогичных, параллель-
но работающих механизмов), так и с блоками распределитель-
ных золотников, встроенных в гидравлические командоаппа-
раты.
На рис, 160 показана гидрокинематическая схема гидрав-
лического командоаппарата конструкции ЭНИМСа и СКБ-6 [9].
Командоаппарат работает следующим образом: в положе-
нии I распределительного вала 1 командоаппарата распреде-
лительные золотники 2—6 кулачками 7—И установлены в по-
ложения, соответствующие исходным положениям рабочих
органов механизмов станка или линии. Нажимом на пусковую
электрокнопку (в процессе автоматической работы линии-—
при срабатывании соответствующего конечного выключателя)
включается электромагнит 12, который перемещает золотник 13
в нижнее (по схеме) положение. Масло, нагнетаемое насосом,
направляется золотником 13 в полость 14 цилиндра 15.
Поршень 16 цилиндра через реечно-храповый механизм 17
поворачивает вал 1 командоаппарата в положение II. При этом
кулачки командоаппарата устанавливают золотники 2—6 в
положения, соответствующие данному переходу цикла. По
окончании поворота вала командоаппарата шток поршня 16
нажимает на конечный выключатель 18, который обрывает
цепь питания электромагнита 12, Золотник 13 своей пружиной
перемещается в верхнее (по схеме) положение, соединяя с ба-
ком полость 14 цилиндра 15, после чего поршень 16 цилиндра
вместе с собачкой храпового механизма 17 возвращается в ис-
294
ходиое положение. Чтобы предотвратить обратный поворот,
вал командоаппарата запирается фиксирующим механизмом.
Рис. 160. Гидрокинем атическая схема гидравлического командоаппарата
По окончании очередного перехода нажимаются соответст-
вующие конечные выключатели, которые снова включают элек-
тромагнит 12 и аналогично описанному выше вал командоап-
парата поворачивается в следующее положение. С валом 1
связана ползушка контактного устройства, позволяющего осу-
ществлять электрический контроль положений вала командо-
аппарата.
Для удобства наладки командоаппарат может быть снаб-
жен рукоятками, с помощью которых золотники могут отсоеди-
295
няться от кулачков и перемещаться независимо один от Дру-
гого.
Применение гидравлических командоаппаратов упрощает
электрические системы управления автоматических линий бла-
годаря уменьшению количества электромагнитов. Так, в рас-
смотренной схеме рис. 160 для привода пяти распределитель-
ных золотников применен один электромагнит.
Вместе с тем, при применении для управления работой
вспомогательных устройств гидросистем гидравлических коман-
доаппаратов следует учитывать их особенности:
1. Для каждой управляемой командоаппаратом гидросисте-
мы необходимо заново профилировать кулачки. При этом срав-
нительно большие хода реверсивных золотников 10—15 мм ог-
раничивают возможное число переходов цикла.
2. Конструкция командоаппарата значительно сложнее при-
вода с отдельными распределительными золотниками, в связи
с чем надежность его работы уменьшается.
3. Применение командоаппарата приводит к дополнитель-
ным потерям времени, так как собственное время его срабаты-
вания в 2—3 раза больше, чем время срабатывания распреде-
лительных золотников с гидроэлектрическим управлением.
Указанные соображений ограничивают область применения
гидравлических командоаппаратов.
Подавляющее большинство автоматических линий с центра-
лизованным гидроприводом как в СССР, так и за рубежом
строится на базе распределительных золотников с индивиду-
альным электрогидравлическим управлением.
Широкому применению централизованных гидроприводов
автоматических линий способствовало создание описанной вы-
ше гаммы распределительных и контрольно-регулирующих ап-
паратов притычного исполнения и станций гидропривода с вер-
тикальными щитами, на которых монтируются аппараты.
На рис. 161 показано расположение гидравлических цилин-
дров фрезерного участка автоматической линии для механиче-
ской обработки V-образного блока цилиндров автомобильного
двигателя. На этом участке, состоящем из двух станков 1 и 2,
с применением гидропривода осуществляются следующие опе-
рации:
1) перемещение силовых столов двумя гидроцилиндрами 3
и 4 (управление работой этих цилиндров осуществляется от
отдельных, нормализованных гидроприводов подачи и здесь не
рассматривается);
2) фиксация обрабатываемых заготовок в приспособлениях
двумя цилиндрами 5 и 6;
3) зажим обрабатываемых заготовок в приспособлениях че-
тырьмя цилиндрами 7—10\
296
4) транспортировка заготовок
вдоль автоматической линии ци-
линдром И привода транспорте-
ра с ускоряющей- реечной пере-
дачей;
5) поворот заготовок, посту-
пающих на рассматриваемый уча-
сток автоматической линии, на
угол 90° с помощью цилиндра 12\
6) поворот обработанных за-
готовок на угол 180° для удале-
ния стружки с помощью цилинд-
ра 13;
7) вибрация заготовок для
облегчения удаления стружки с
помощью нормализованного при-
вода вибратора 14;
8) привод двух насосов мно-
готочечной смазки (на рис. 161
не показаны), осуществляемый
один раз за 40 циклов, работы;
9) привод электрического ко-
мандоаппарата (на рис. 161 не
показан).
Характеристики цилиндров
Ь—13 приведены в табл. 37, в
которую заносятся исходные дан-
ные и результаты расчетов.
На рис. 162 приведена цикло-
грамма работы гидрофицирован-
ных механизмов рассматриваемо-
го участка автоматической ли-
нии, а также смежных с ним уча^
стков — предыдущего и после-
дующего — участка конечных
транспортеров.
В графах 10 и 11 таблицы за-
писаны расходы масла, необходим
мые для перемещения каждой
независимо работающей группы
цилиндров участка линии, подсчи-
танные в соответствии с разме-
рами и ходами гидроцилиндров и
данными циклограммы рис. 162.
Времена’ проставленные в
графах 7 и 8 таблицы,' взяты;
м еньше - указан н ы х -в-- цикл огр а м
Рис.
!
i ; J
_ i
161. Планировка учафка
автоматической линии i л
297
tg Таблица 37
a> Расчет гидросистемы участка автоматической линии
м № цилиндров “ по рис. 16! г / X f -г- • V С ’• Сперация S ъ Диаметр цилиндра Dfd в мм -1 • ч Количество цилиндров 1 Объем ци- линдров в см» •' •ч*1 ' Заданное вре- *мя в мин т % Ход цилиндров Потребный расход . масла в - л/мин Механизм торможения ч • Ч г Механизм кон- троля (РД— —реле давле- ния; КВ—ко- нечный вык- лючатель) Фактическое время в мин Насос (тип и произво- дительность В л!мин}
1 SV наз ,» • и J h ' с . • «3 * с О* о при дви- жении вперед ... при дви- жении назад при дви- жении вперед при дви- жении назад сь >•4 <3
2 3 4 5 . 6 7 8 9 10 и 12 13 . 14 15 16 17 18
7—10 Зажим и от- жим заго- товок 105/65 4 410 254 < 0,022 0,015 12 18,5 17,0 ——1 1 Ill РД РД 0,016 0,011 Г12-2; 5/25
Фиксация и расфиксация заготовок 65/32 2 395 300 0,013 0,010 60 30,0 30,0 1 > кв кв 0,016 0,012
11 Транспорти- рование за- готовок 90/65 1 1200 1100 0,078 0,078 715 15,4 14,3 Путе- вой дрос- сель Демп- Фер кв кв 0,078 0,078
12 Поворот за- готовок на угол 90° 90 1 320 * 320 0,058 0,058 47 5,6 5,6 Демп- фер кв кв 0,058 0,058
13 ^1 — Поворот за- готовок на угол 180° для удале- ния стружки 90 1 1020 1020 0,098 0,098 157 10,0 10,0 » кв кв 4 0,098 0,098
ме на « 0,002 (время срабатывания
промежуточных реле, золотников и
электромагнитов). Подробнее рас-
чет времени переходных процессов
приведен ниже.
Как видно из табл. 37,
максимальные расходы масла
(^30 л/мин) необходимы для осу-
ществления операций фиксации и
расфиксации. Однако, учитывая
кратковременность этих операций и
то обстоятельство, что все гидрофи-
цированные механизмы работают
последовательно, можно* ограни-
чить производительность насоса бы- "
стрых ходов 25 л/мин. При этом
время фиксации и расфиксации бу-
дет больше запланированного в ци-
клограмме, зато время зажима и
отжима меньше. В сумме общее вре-
мя вспомогательных операций бу-
дет меньше заданного.
(Если бы расход масла лимити-
ровала операция транспортирова-
ния, то при расчете производитель-
ности насоса необходимо было бы
дополнительно учесть время, затра-
чиваемое на торможение транспор-
тера при подходе его к крайним по-
ложениям).
Как видно из циклограммы, на-
сос быстрых ходов должен нагне-
тать масло в систему только часть
общего времени цикла от точки А
до точки 5 (0,8 мин из 1,4 мин, или
57%). Остальное время (от точки Б
до точки В) этот насос может быть
разгружен на бак.
Для зажима заготовок в приспо-
соблениях и поддержания в цилин-
драх зажима, постоянного давления
в течение всего времени обработки
достаточно применить насос произ-
водительностью 5 л!мин.
Результаты приведенных расче-
тов и рассуждений заносятся в гра-
фы 16—18 табл. 37.
V~t pnnd*9tfo pt I
7 . • • . ' • i 4 V 1
b • 4 4 - A
1 ' - • *,» -r * • 1 \\ k; i ’ j
Следующий этап разработки централизованного гидравли-
ческого привода автоматической линии — выбор механизмов
торможения и контроля и составление принципиальной гидро-
схемы рис. 163.
Перед остановкой на упоре необходимо тормозить цилиндры
привода транспортера, поворотного стола и вытряхивателя.
Как показано на гидросхеме рис. 163, цилиндр 1 привода транс-
портера при его движении вперед с заготовками тормозится пу-
Рис. 163. Принципиальная схема гидропривода участка автоматической
линии
ч,
ч
V
ч
тевым дросселем 2, при движении назад — демпфером 3, встро-
енным в крышку цилиндра. Цилиндры 4 (поворотного стола) и
5 (вытряхивателя) при повороте в обоих направлениях тормо-
зятся демпферами.
Контроль окончания отдельных переходов цикла обеспечи-
вается в данной гидросхеме следующим образом (на основании
соображений, приведенных в разделе 3 главы II).
Операции фиксации и расфиксации (цилиндры 6), а также
конечные положения цилиндров транспортера, поворотного сто-
ла и вытряхивателя контролируются конечными выключателями,
операции зажима й отжима (цилиндры 7)—реле давления 8
и 9 и? соответственно Поворот вала командоаппарата — встроен-
ным в Привод 10. контактным устройством.
Операции вибрйцйй и смазки контролировать не обязатель-
но—привод вибратора // включается и выключается электри-
ческим реле времени, команда на смазку (Цилиндр 12) подается
включением соответствующего контакта командоаппарата один
раз за 40 циклов 'работы.
300
В соответствии с приведенными расчетами (табл. 37) питание
гидросистемы участка маслом производится сдвоенным пластин-
чатым насосом Г12-2 (5/25 л/мин). Насос зажима 13 и насос
быстрых ходов 14 подсоединяются к разделительной гидропа-
нели 15 типа ЗУ4332 (см. схему рис. 120, а) с электромагни-
том разгрузки 16. Предохранительный клапан насоса зажима
настраивается на давление 50 бар, предохранительный клапан
насоса быстрых ходов — на максимальное давление, потребное
для обеспечения работы всех приводимых им механизмов, в
данном случае 20 бар.
Для обеспечения работы гидропривода командоаппарата и
переключения распределительных золотников давление раз-
грузки насоса быстрых ходов должно быть не менее 5 бар.
Такое давление обеспечивается подбором нерегулируемой пру-
жины золотника предохранительного клапана. Работой гидро-
нилиндров всех механизмов линии управляют описанные выше
распределительные золотники и гиДрбпанели.
Для перемещения поршней цилиндров фиксации и зажима
используется полная производительность насосов, поэтому огра-
ничения расхода не требуется и управлять работой этих ци-
линдров могут простые реверсивные золотники типа ЗУ4322—
17 и 18. (Если давление насоса быстрых ходов должно быть
больше 20 бар, то для управления работой механизмов фикса-
ции целесообразно применять гидропанели типа ЗУ4323 с встро-
енным редукционным клапаном).
Для работы цилиндров привода транспортера, привода по-
воротного стола и вытряхивателя достаточно лишь части масла,
нагнетаемого насосом, поэтому управлять их работой можно
с помощью трех смежных (на схеме) гидропанелей 20—21 типа
ЗУ4324 со встроенными дросселями. Насосы смазки и привода
вибратора, включаемые в работу кратковременно, управляются
гидропанелями 22 и 23 с дросселями типа ЗУ4325 с одним элек-
тромагнитом.
Представляет интерес сравнение, двух систем гидропривода
для рассмотренного участка автоматической линии.’
При построении гидросистемы участка линии на базе де-
централизованного гидропривода необходимо было бы иметь
следующие три индивидуальных гидропривода:
Г) гидропривод зажима,, фиксации и транспортера;
> 2) гидропривод поворотного стола;
3) гидропривод вытряхивателя и вибратора.
Совмещение в одном гидроприводе управления работой ци-
линдров транспортера, зажима и фиксации возможно благодаря
тому, что перемещение этих цилиндров производится строго
последовательно и предшествует работе силовых, столов.
Однако даже при этих благоприятных условиях применение
трех индивидуальных гидроприводов оказывается в данном слу-
301
чае менее выгодным, поскольку применение вместо них одного
централизованного гидропривода позволяет сэкономить^ по край-
ней мере, два насоса, около 10 ле2 производственной площади и
сократить не менее, чем в два раза количество масла, необхо-
димого для эксплуатации гидроприводов.
После составления принципиальных гидросхем всех участ-
ков автоматической линии прорабатывают электросхемы авто-
матической линии в целом, после чего окончательно отрабаты-
Рис. 164. Планировка участка конечных транспортеров
автоматической линии
№
вается циклограмма и вычерчиваются более подробные гидрав-
лические схемы, станции гидропривода и трубопроводы. По от-
корректированной циклограмме можно построить график рас-
хода масла по времени, выбрать мощность электродвигателей
насосов (по табл. 10) и сделать проверочный расчет теплового
режима гидропривода.
В автоматических линиях со сложной структурой имеется
большое количество транспортеров (особенно в раскладчиках,
накопителях и других устройствах), управлять работой кото-
рых во многих случаях целесообразно с помощью отдельного
гидропривода. ' ' '
302
На рис. 164 показана планировка участка конечных транс-
портеров рассматриваемой автоматической линии. Здесь заго-
товки, поступающие с последнего участка линии, должны быть
транспортером 1 распределены на два потока 2 и 3 для од-
новременной обработки на протяжных станках 4, после чего
транспортерами 5 и 6 заготовки передаются на транспортер 7,
который подает их для последующей обработки на автомати-
ческой линии (по стрелке Л) либо в промежуточный склад (по
стрелке Б).
Рис. 165. Принципиальная схема гидропривода участка конечных транспор-
теров
Все транспортеры приводятся гидроцилиндрами диаметром
90/65 мм с ходом поршня —400 мм и рабочим давлением до
30 бар. Поскольку транспортер 1 должен попеременно подавать
заготовки в обоих направлениях, он имеет штангу с двухсторон-
ними собачками, поворот которой производится дополнительным
гидроцилиндром 8.
На рис. 165 показана принципиальная гидравлическая схема
участка транспортеров. Все цилиндры приводятся одним плас-
тинчатым насосом 1 производительностью 35 л1мим> поскольку
по условиям работы возможно одновременное движение двух
приводов транспортеров. Циклограмма участка достаточно на-
303
сыщена, кроме того, должна предусматриваться возможность
его непрерывной работы, поэтому электрической разгрузки на-
соса быстрых ходов не требуется и в гидросистеме может быть
применен простой предохранительный клапан 2.
• Торможение цилиндра 3 привода транспортера выполняется
в обоих направлениях путевыми дросселями 4 и 5, цилиндров
остальных транспортеров — путевыми дросселями 6, 7 и 8 при
движении вперед и демпферами при движении назад. Цилиндр
поворота штанги 13 торможения не требует.
Работой всех транспортеров управляют гидропанели 9—12
типа ЗУ4327. В данном случае более сложные распределитель-
ные гидропанели с регуляторами скорости понадобились для
сохранения стабильности цикла работы транспортеров при воз-
можных колебаниях нагрузки (при транспортировании различ-
ного количества заготовок) как при одновременной, так и при
последовательной их работе.
Аналогично описанным компонуются и более сложные гидро-
системы автоматических линий с централизованным гидропри-
водом.
4. БЫСТРОДЕЙСТВИЕ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ
Под быстродействием электрогидравлического привода ме-
ханизма автоматической линии или автоматического станка по-
нимается время, протекающее от момента подачи электрического
сигнала на электромагнит распределительного золотника до
момента окончания перемещения поршня гидроцилиндра рас-
сматриваемого механизма. Срабатывание соответствующего
электрического (конечного выключателя) или электрогидравли-
ческого (реле давления) контрольного аппарата свидетельству-
ет, что эта операция завершилась и послан электрический сиг-
нал, подтверждающий это.
Во многих простых по структуре автоматических линиях,
где гидропривод применен для двух-трех вспомогательных опе-
раций и где время обработки' заготовки относительно велико
(свыше 1—1,5 мин) время, затрачиваемое на работу вспомога-
тельных механизмов, обычно не превышает 15—20% от общего
времени цикла. Для линий этого типа можно определять, как
правило, время перемещения поршней гидроцилиндров с длиной
хода свыше 150—200 мм без учета времени протекания пере-
ходных процессов, т. е. времени срабатывания золотников, вре-
мени, затрачиваемого на разгон и торможение поршня, и вре-
мени, ч затрачиваемого на изменение давления в гидроци-
линдре.
В автоматических линиях с большим количеством гидрофи-
цированных ’Вспомогательных механизмов и с незначительной
продолжительностью рабочих операций доля вспомогательного’
Ж
4 ч
времени существенно повышается и в некоторых линиях пре-
вышает 50% времени цикла. В этих случаях время перемещения
поршней гидроцилиндров, в особенности короткоходовых,,
нельзя рассчитывать, как показывает практика проектирования
и отладки гидросистем автоматических линий, без учета вре-
мени протекания переходных процессов, так как фактическое
время перемещения поршней гидроцилиндров может оказаться
в 2—3 раза больше расчетного.
Расчет времени перемещения поршней гидроцилиндров вспо-
могательных механизмов без торможения. Полное время, необ-
ходимое для перемещения в одну сторону поршней гидроци-
линдров зажима, фиксации и т. п., которые подводятся к ко-
нечному положению без замедления специальными тормозными
устройствами, отсчитываемое от момента подачи напряжения
на обмотку катушки электромагнита реверсивного золотника
до момента срабатывания конечного выключателя реле дав-
ления, дающего сигнал об окончании операции, можно опреде-
лить по формуле
(64 >
р.з~ 1 к.ат * п.п
где
-‘расч
-=6°-^г сек:
Si — полный ход поршня z-ro гидроцилиндра в см;
Fi — рабочая площадь z-ro гидроцилиндра в cjh2;
Q — количество масла, поступающего в гидроцилиндры,,
в л[мин;
р.3 — время срабатывания распределительного золотника’
с электрогидравлическим управлением. Экспери-
ментальные данные по времени срабатывания раз-
личных золотников приведены выше, в разделе 5-
главы II; для практических расчетов с некоторым
запасом можно принять значение Тр. 3—0,2 сек;
л. а — время поворота вала командоаппарата (в тех слу-
чаях, когда он применяется). Экспериментальные данные по-
минимально необходимому времени поворота вала командоап-
парата, учитывающие обеспечение надежности его работы, при-
ведены выше, в разделе 6 главы VI; для практических расчетов,
можно принять значение Тк.а=0,2ч-0,3 сек.
Значения TPt3 и Тк,а включают время срабатывания элек-
трических контактных устройств. Можно отметить, что по дан-
ным электропромышленности время срабатывания промежуточ-
ного реле типа, МКУ-48 составляет 0,03 сек. Времена срабаты-
вания контактных устройств с электромагнитным приводом и
более мощными контактами (типа магнитных пускателей для
включения электродвигателей) доходят до 0,1 сек.
Тп.п — время протекания переходных процессов, складываю-
щееся из времени, затрачиваемого на повышение давления в ра-
305
бочей полости гидроцилиндра до давления трогания поршня с
места, времени разгона поршня до скорости установившегося
движения и времени, в течение которого происходит повыше-
ние давления при остановке механизма на упоре до величины,
соответствующей настройке реле давления (расчет времени
запаздывания начала движения поршня и времени повышения
давления см. в разделе 4 главы III).
Для практических расчетов при условии, что обе полости
гидроцилиндра и трубопроводы, соединяющие эти полости с
распределительным золотником, целиком заполнены маслом,
что в гидросистеме содержится некоторое количество нераст-
воренного в масле воздуха, что суммарная длина трубопро-
водов не превышает 10 м и что реле давления настроено на дав-
ление не более, чем на 5 бар, превышающее рабочее давление в
гидросистеме, могут быть приняты следующие, найденные экспе-
риментальным путем, значения Тп.п'.
а) при рабочем давлении в гидросистеме до 10 бар и коли-
честве масла, поступающего к одному гидроцилиндру, до
5 л/мин — Тп.п = 0,4 сек;
б) при рабочем давлении в гидросистеме свыше 10 бар и
количестве масла, поступающего к одному гидроцилиндру,
свыше 5 л!мин — Тп>п~0,25 сек.
При контроле окончания перемещения поршня гидроцилинд-
ра реле давления, настроенным на давление, близкое к макси-
мальному, давление в рабочей полости гидроцилиндра после
остановки его поршня на упоре должно возрасти до величины,
соответствующей настройке предохранительного клапана. При
этом по мере роста давления уменьшается количество масла,
поступающего в гидроцилиндр, и замедляется темп нарастания
давления как из-за уменьшения значения объемного к. п. д.
насоса, так и вследствие слива части нагнетаемого насосом
масла в бак через предохранительный клапан (из-за увеличе-
ния в нем внутренних утечек) при достижении в системе нагне-
тания давления на 6—11 бар ниже давления настройки предо-
хранительного клапана (подробнее см. раздел 6 главы II).
В этом случае время Тп.п дополнительно увеличивается на
^0,05—0,10 сек в 'зависимости от объемного к. п. д. насоса
и характеристики предохранительного клапана.
Тр. д—время, необходимое для заполнения рабочей камеры
и перемещения поршня реле давления. Можно принять значе-
ние Тр. 0,15 сек.
Подставляя указанные выше значения Т1раСч, Тр.3, тк.а>
Тп.п. иТр,д в формулу (64), получаем
Л = 60 + (0.8 + 1.0) сек. (64а)
306
Расчет времени перемещения поршней гидроцилиндров.
транспортных устройств с торможением в конце хода. Полное-
время перемещения поршней гидроцилиндров транспортных уст-
ройств Т тр можно определить по формуле
Ттр = Ттррасч + Тр. з + 7». в + тТп.п-\-Тр. s сек,
(65).
где Т = 60 ——А )Г- сек-
Ррссч Q
S—полный ход поршня гидроцилиндра в см;
&S.—расчетный путь торможения в см (см. табл. 38);;
F — рабочая площадь гидроцилиндра в см2;
Q — количество масла, поступающего в гидроцилиндр,,
в л!мин;
Тп.п—время протекания переходных процессов — опреде-
ляется в зависимости от скорости перемещения!
транспортера и соответствующего ей расчетного
пути торможения AS по табл. 38.
m—коэффициент, значение которого зависит от кон-
струкции путевого дросселя:
при применении путевого дросселя с обратным кла-
паном m~ 1; при применении путевого дросселя
без обратного клапана zn=l,5;
Значения Тр, 3l TKt0 и Тр,д аналогичны приведенным выше..
Подставляя указанные зна-
чения величин в формулу (65),
получаем
т - 60-(S-^>F- +
р 1000-Q
4- (0,8 -н 1,2) сек. (65а)
Расчет времени быстрых
перемещений силовых узлов.
Поршни гидроцилиндров пода-
чи силовых узлов агрегатных
станков и автоматических ли-
ний перемещаются аналогично
вспомогательным механизмам
без торможения. Непринципи-
альное отличие состоит в том,
что путь, проходимый силовым
узлом при быстрых ходах
обычно значительно больше,
чеМ путь перемещения порш-
ней вспомогательных механйз-
Таблица 38
Время протекания переходных
процессов Тл п при перемещении
транспортеров
Скорость пе- ремещения транспортера в м/мин Расчетный путь тормо- жения aS В j«At п. в сек
6 3,5-5 0,20 j л
8 7—9 р 0,25 \ 1
10 г 10*—13 0,27 1
12 16—20 р 1 0,30 ; t 1
14 20—25 1 1 0,35 1 > < 1 )
307"
мов, вследствие чего соответственно меньше относительные по-
тери времени на переходные процессы.
По данным экспериментов можно рекомендовать определять
полное время быстрого подвода (Гб.п) силовых узлов от
момента подачи электрического сигнала к электромагниту гид-
ропанели до переключения на рабочую подачу, с учетом вре-
мени срабатывания электромагнитов и золотников гидропанелц
подачи с достаточной для составления циклограммы точностью,
по формуле
Тб. п = Т6. п +0,8 сек, (66)
V* С-' v
™ т‘ -60 :
S — длина быстрого подвода в см;
F — разность площадей передней и задней полостей
дифференциального цилиндра подачи в см;
Q — количество масла, поступающего в гидроцилиндр,
в л!мин.
Полное время быстрого отвода (Гб.о) от момента сра-
батывания конечного выключателя после окончания обработки
до момента срабатывания конечного выключателя исходного
положения можно определять по формуле
Тб. О = Тб.у>0 + 0,6 сек. (67)
Фактическое время быстрого отвода силовых головок до пол-
ной их остановки в исходном положении будет несколько боль-
ше, так как при этом происходит их перемещение по инерции
(свободный выбег). Эта часть движения головки (после сраба-
тывания конечного выключателя) может происходить одновре-
менно со следующей операцией по циклу работы автоматической
линии и поэтому в расчет времени не входит. Формула (66) не
учитывает времени срабатывания реле давления.
Время, потребное для срабатывания реле давления, после
остановки силовой головки на мертвом упоре, в значительной
степени зависит от скорости ее перемещения при рабочей по-
даче, определяемой расходом масла через дроссель регулятора
скорости и должно учитываться при расчете машинного времени
(см. раздел 4 главы 1П).
Рекомендации по уменьшению потерь вспомогательного вре-
мени и повышению быстродействия. Проведенный анализ дает
возможность сформулировать рекомендации, следование кото-
рым при проектировании, изготовлении и эксплуатации электро-
гидравлических систем автоматических линий позволит снизить
потери вспомогательного времени и повысить быстродействие
систем. •
1. Существенно уменьшить вспомогательное время можно
еще на стадии проектирования автоматической линии при со-
308
ставлении циклограммы ее работы. Имеется в виду максималь-
но возможное совмещение по времени вспомогательных опера-
ций с основными и уменьшение количества командных сигналов,
как это сделано в приведенной для примера на рис. 166 цикло-
грамме работы участка автоматической линии, предназначенной
для обработки алюминиевого блока цилиндров автомобильного
двигателя, с циклом продолжительностью 40 сек.
Продолжительность операций в секундах -
0____4__. & # 16 20 24 28 32 36 40
станок или механизм % Операция [ V
Станки №1,2 и 3 / Фиксация заготовок а JW
2 Зажим заготовок -ч |
3 быстрый. поВВод силового стала. 77 £
4 Рабочая лоВоча силового стола •«1 f J f r77777777 777777777777/777777777777777/
5 быстрый отВод салоВого стола L
6 Втжим и расфцксация заготовок
Транспортер участка 1 Подъем штанг I^?z
8 Транспортер Вперед 77777 ' *7777j
9 Опускание штанг I 1
10 Транспортер назад
ПОборотныи барадан 11 Поворот заготовки на 160• 1 9Ш
Станок №4 12 Фиксация заготовки $1
13 Зажим заготовки Г/ * J J
14 Зажим пиноли
15 Рабочая паВача силового стола
16 Выбег с/пола 2.2 С м. i Г'
17 ПтжимирасфиксашЯ заготовки
18 Отжим пинали t
19 быстрый отвод силового стала ед
20 По ВВод' пиноли 4Л
21 Отвод пинали 7, Я
Рис. 166. .Циклограмма работы участка автоматической линии
с циклом ~ 40 сек.
Здесь операция 10 возврата транспортера участка в исходное
положение и операция 11 поворота заготовки перед подачей
ее на станок № 4 совмещены по времени с обработкой загото-
вок (операции 3 и 4)\ все операции, связанные с установкой
пинолей (14, 18, 20 и 21) производятся во время быстрого
отвода силового стола (операция 19)\ управление работой гид-
роцилиндров механизмов фиксации заготовок на всех станках
линии (операции 1 и 12), как и гидроцилиндров механизмов
зажима (операции 2 и 13), производится одновременно одним
распределительным золотником с гидроэлектрическим управле-
нием; электрические команды на начало совмещенных по вре-
мени операций отжима и расфиксации 6, подъеме штанг 7 и
некоторые другие подаются одновременно срабатывающими
контактными устройствами, на которые воздействуют кулачки
вала командоаппарата.
309
2. Необходимо принимать все возможные меры для умень-
шения содержания нерастворенного в масле воздуха, снижаю-
щего модуль упругости масла и способствующего снижению»
быстродействия гидропривода. Рекомендуемые практические
меры по уменьшению количества воздуха в гидросистеме приве-
дены в главе VIII.
3. Для уменьшения сжимаемого в процессе работы объема
масла длины гидроцилиндров должны по возможности соответ-
ствовать рабочим ходам их поршней.
4. В гидросистемах зажима и некоторых других, где оконча-
ние операции контролируется по достижению заданного давле-
ния, следует устанавливать предохранительные клапаны, имею-
щие минимальный диапазон давлений между началом слива
масла в бак и полным открытием клапана; предохранительные
клапаны там, где это возможно по условиям работы, регулиро-
вать на 4—6 бар выше требуемого давления,' а датчики реле
давления регулировать на минимально возможное давление.
5. Для увеличения скорости срабатывания распределитель-
ных золотников в гидросистемах со сдвоенными насосами целе-
сообразно управление золотником производить от насоса низ-
кого давления и высокой производительности.
ОБЕСПЕЧЕНИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
ГЛАВА ГИДРОПРИВОДОВ АГРЕГАТНЫХ СТАНКОВ
VIII И АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ
J
1. ТРЕБОВАНИЯ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ ГИДРОСИСТЕМ
Работоспособность гидравлического привода агрегатных
станков и автоматических линий обеспечивается рациональ-
ным выбором его основных параметров, применением наиболее
подходящих для данной гидросистемы надежно работающих уз-
ло^и гидроаппаратов, рациональной компоновкой гидропривода,
ореспечивающей удобство монтажа и эксплуатации, качествен-
ным изготовлением узлов и аппаратов и достаточно квалифи-
цированной эксплуатацией гидросистем.
Для обеспечения работоспособности гидропривода необхо-
димо при выборе и назначении его параметров учитывать сле-
дующие факторы:
I. Выбор рабочего давления в гидросистеме в первую оче-
редь сказывается на сроке службы насосов. При использовании
пластинчатых насосов Елецкого завода станочной гидроаппара-
туры серий Г12-1 и П2-2 рекомендуется применять наибольшее
рабочее давление, не превышающее 50 бар, а для насосов серии
БГ-12 — до 100 бар, С целью повышения срока службы насосов,
снижения нагрева и уменьшения утечек масла, там, где это
возможно, работа гидросистемы должна ограничиваться дав-
лением, составляющим 60—70% от наибольшего.
С точки зрения уменьшения нагрузки на насосы и увели-
чения срока их службы желательно применение в гидроприво-
дах механизмов подач дозирующих устройств, обеспечивающих
зависимость рабочего давления от нагрузки и позволяющих си-
стеме часть времени работать на пониженном давлении. Из тех
же соображений в гидросистемах, управляющих работой вспо-
могательных устройств станков и линий, целесообразно иметь
разгрузочные устройства, выключающие насосы на время, когда
приводимый гидроприводом механизм не перемещается.
2. При выборе диаметров гидроцилиндров, кроме создания
требуемых сил при заданных давлениях или осуществления ми-
нимальных скоростей подач, необходимо обратить особое вни-
мание на обеспечение устойчивости движения механизмов по-
дачи (см. раздел 3 главы III).
Для предотвращения попадания воздуха в гидросистему не-
обходимо подводить трубы к гидроцилиндрам преимущественно
зн
в верхних точках таким образом, чтобы при перемещении порш-
ней не оставалось глухих карманов.
Для удаления воздуха, попавшего в гидросистему, необхо-
димо механизмы, приводимые гидроцилиндрами, выполнять
таким образом, чтобы обеспечить возможность поршням при за-
полнении системы маслом перемещаться из одного крайнего по-
ложения в другое.
В верхних точках гидроцилиндров должны предусматри-
ваться краны или пробки для выпуска воздуха при пуске и от-
ладке гидросистемы,
Встраивать гидроцилиндры в узлы и механизмы надлежит
таким образом, чтобы обеспечить доступ к уплотнениям, штуце-
рам и пробкам для выпуска воздуха.
Для предотвращения слива масла из гидросистемы необхо-
димо предусматривать в сливных трубопроводах хорошо герме-
тизированные подпорные клапаны.
3. При конструировании гидробаков необходимо выбирать
их емкость и конфигурацию так, чтобы обеспечить наилучшие
условия для теплообмена и выделения воздуха. Этим требова-
ниям лучше всего отвечают длинные, узкие и глубокие сталь-
ные сварные гидробаки. В таких баках имеется возможность
разнести на максимальное расстояние всасывающую трубу и
трубы, по которым происходит слив масла из предохранитель-
ных клапанов и из системы. Большая глубина резервуара улуч-
шает условия выделения из масла пузырьков воздуха. Для
предотвращения вспенивания и попадания воздуха в масло
сливные трубы должны находиться не менее, чем на 100—
150 мм ниже возможного уровня масла в гидробаке; торец
сливной трубы целесообразно срезать под углом ,45° и распо-
лагать таким образом, чтобы масло из трубы вытекало в на-
правлении к стенке бака. Установка в верхней части бака между
зонами расположения всасывающих и сливных труб сетчатого
экрана способствует более интенсивному выделению воздуха.
Емкость гидробаков и параметры системы принудительного
охлаждения масла следует выбирать так, чтобы не допустить
нагрева масла в процессе работы гидропривода выше 50—55 °C
(подробнее см/ главу V).
4. Мерам, предупреждающим засорение масла в гидроси-
стеме, должно уделяться серьезное внимание при проектировав
нии гидроприводов, особенно гидроприводов подачи силовых уз-
лов, в которых имеются дроссели с малыми щелями/ Конструк-
ция гидробака должна выполняться таким образом, чтобы за-
ливка масла производилась только через сетчатый приемник
(рис. 167), а сообщение гидробака с окружающей атмосферою
происходило через воздушный фильтр или сапун.
Для удаления из масла мелких металлических частиц, по-
являющихся в результате изнашивания трущихся деталей насо-
* '
312
сов, рекомендуется рядом с отверстием всасывающей трубы
устанавливать постоянные магниты, вставленные в пробки, либо
пропускать масло через специальные магнитные фильтры.
Практика эксплуатации гидроприводов агрегатных станков
показывает, что при наличии герметизированных гидроба-
Рис. 167. Сетчатый приемник с латунной сеткой
по ГОСТу 6613—53
ков надежная работоспособность гидропривода подачи обеспе-
чивается при установке фильтра тонкой очистки только перед
дросселями регуляторов скорости. В этом случае пропускная
способность фильтра должна обеспечить требуемые максималь-
Рис. 168. Сетчатый фильтр тонкой очистки масла
ные скорости подачи. На рис. 168 показан конструктивный раз-
рез сетчатого фильтра ЗУ827 с пропускной способностью до
12 л/мин. Фильтр предназначен для установки на плиты гидро-
панелей и уплотнен резиновыми кольцами круглого сечения.
В качестве фильтрующего элемента в нем применен двойной
слой сетки по ГОСТу 6613—53 с размером стороны ячейки
0,18—0,21 мм. •
313
5. Для удлинения срока службы встроенных в гидроприводы
манометров необходимо предусматривать краны, позволяющие
отключать манометры от гидросистемы и соединять их с баком
после окончания проверки работы гидропривода и регулиров-
ки клапанов.
На рис. 169 показана конструкция кронштейна для мано-
метра с краном. Для предотвращения поломки манометра при
Вид Б
Рис. 170. Кран для вы-
пуска воздуха из трубо-
проводов гидросистемы.
Рис. 169. Кронштейн для манометра
с краном
резком возрастании или колебаниях давления предусмотрено
демпфирующее устройство в виде продольной канавки 1 малого
сечения, выфрезерованной вдоль образующей золотника 2 крана.
Золотник 2 легко вынимается для очистки канавки 1 в случае
ее засорения.
6. При проектировании и монтаже трубопровода гидросистем
станков и в особенности автоматических линий необходимо учи-
тывать следующие требования:
а) удобство монтажа и демонтажа труб;
б) доступ к штуцерам для их подтяжки;
в) минимальная протяженность труб и минимальное числа
их изгибов;
314
г) отсутствие вибраций и шума при работе гидропривода.
С этой целью нельзя допускать возникновения режима турбу-
лентного движения масла в трубах: длинные трубы должны кре-
питься к станинам или другим жестким частям станков или ав-
томатических линий через каждые 2—3 м;
д) диаметры труб должны быть выбраны таким образом,
чтобы свести к минимуму потери давления в трубах, что осо-
бенно важно при применении распределительных золотников с
6)
Рис. 171. Монтаж труб с применением переходных коллекторов:
а — нижняя разводка; б — верхняя разводка
гидроэлектрическим управлением, где возникновение увеличен-
ного подпорного давления при переключении золотников может
привести к нарушению их работы;
е) в верхних точках трубопровода должны предусматри-
ваться специальные краны для выпуска воздуха (рис. 170);
ж) для предотвращения слива масла из гидросистемы, узлы
которой смонтированы выше уровня масла в гидробаке, необ-
ходимо предусматривать в сливных трубопроводах хорошо гер-
метизированные подпорные клапаны.
7. Наиболее рациональным способом разводки и монтажа
трубопровода является набор труб пакетами, при котором концы
труб закреплены в промежуточных переходных коллекторах
<рис. 171). /
Такой метод обеспечивает доступ к штуцерам и значительно
облегчает сборку трубопровода при монтаже автоматической
линии. Для обеспечения достаточной жесткости трубопровода
315
часть коллекторов с помощью специальных стальных угольни-
ков А прикрепляется к станинам станков или устройств автома-
тической линии.
8. Для обеспечения полного отсутствия наружных утечек
масла мимо малоподвижных и неподвижных стыков необходимо
уплотнять их резиновыми кольцами круглого сечения по
ГОСТу 9833—61, которые устанавливаются в выточках корпу-
сов (рис. 172,а) либо в отверстиях проставочных пластин
Рис, 172. Уплотнение малоподвижных и неподвижных
стыков резиновыми кольцами круглого сечения:
а — установка колец в выточки корпусов; б — установка колец
в отверстия проставочных пластин; в — комбинированное уп-
лотнение стыков гидропанелей подач притычного исполнения
(рис. 172,6). Последний вариант является технологически более
простым и дает возможность шлифовать все стыкуемые поверх-
ности. Этот метод, однако, применим только в тех случаях,
когда все отверстия уплотняются кольцами, имеющими сечения
одного диаметра.
Испытания на утечки масла «Индустриальное 20» неподвиж-
ных соединений, представленных на рис. 172, а и б и уплотнен-
ных кольцами различных диаметров, показали, что в широком
диапазоне внешних условий (давление от 0 до 100 бар; диа-
метры цековок и отверстий в пластинах больше, чем диаметры
колец на 0—1 мм; натяг сечений колец от. 0,3 до 1 мм; раз-
личные силы затяжки болтов; шероховатость обработеи стыкуе-
мых поверхностей по восьмому классу чистоты) обеспечивается
практически абсолютная их герметичность.
316
Наличие утечек в соединениях подобного типа возможно
лишь при недостаточной плоскостности стыкуемых поверхностей
(как вследствие неправильного изготовления, так и из-за7 де-
формации их при сборке и под воздействием давления масла),
при наличии рисок и царапин на плоскостях в зоне расположе-
ния колец, либо при отсутствии натяга колец вследствие излиш-
него заглубления цековок.
На рис. 172, в показано комбинированное уплотнение сты-
ков гидропанелей подач притычного исполнения.
Здесь прокладка 1 из хлорвинила толщиной 0,1—0,3 мм
герметизирует окно корпуса 2 силовой головки, являющегося
одновременно масляным резервуаром, а круглые резиновые
кольца 3 уплотняют стыки маслопроводящих каналов 4. В этом
случае глубина цековок (размер А) делается меньшей, чем реко-
мендуется по ГОСТу 9833—61, на величину толщины прокладки,
что обеспечивает отсутствие утечек .в данном соединении.
Способы уменьшения наружных утечек масла по штокам
гидроцилиндров, а также внутренних утечек масла по зазорам
поршней, золотников и клапанов подробно изложены выше в со-
ответствующих разделах.
2. ТРЕБОВАНИЯ К ИЗГОТОВЛЕНИЮ, СБОРКЕ, МОНТАЖУ, НАЛАДКЕ
И ЭКСПЛУАТАЦИИ УЗЛОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Основными рабочими элементами большинства гидравличе-
ских механизмов являются золотниковые пары.
Изготовлять и доводить золотники и отверстия в корпусах
требуется с возможно большей тщательностью; при этом осо-
бое внимание надо обращать на получение качественных от-
ливок чугунных корпусов гидроузлов. Поры, сыпь и раковины
в корпусах и особенно на поверхности золотниковых отверстий
недопустимы.
В случае повышенных требований к золотниковым парам в
отношении допустимых утечек и долговечности, в чугунные кор-
пуса надо запрессовывать стальные закаленные гильзы, отвер-
стия в которых окончательно доводятся после запрессовки.
Уплотнение в золотниковых парах достигается благодаря
малым зазорам между отверстием корпуса и золотником, ко-
торые не должны быть больше 0,01—0,03 мм (в зависимости
от диаметра и назначения золотников), так как в противном
случае возможны завышенные утечки и заклинивание золотни-
ков при длительном пребывании их под давлением. В то же
время золотники должны легко перемещаться вдоль оси. Это и
достигается путем тщательности их изготовления и доводки.
Обеспечение малых зазоров между золотником и отверстием
корпуса требует стабильности размеров и конфигурации золот-
ника и корпуса. Золотники, изготовленные из стали 20Х и про-
317
введшие старение, хорошо сохраняют свои размеры, однако их
рабочие кромки изнашиваются (вымываются маслом) несколько
быстрее, чем у золотников из сталей 40Х или ХВГ с соответ-
ствующей термообработкой.
Пружины, устанавливаемые в гидравлических золотниках
и клапанах, должны быть тарированы. Особое внимание при
изготовлении пружин следует обращать на подгибку и шлифо-
вание опорных витков, которые должны быть перпендикуляр-
ными к оси пружины. Перед установкой пружины должны быть
подвергнуты технологическому упрочнению, т. е. не менее трех
раз сжаты до соприкосновения витков с выдержкой в 1 мин для
^устранения остаточных деформаций.
При сборке золотников с электрическим управлением необ-
ходимо обеспечить достаточный запас хода у золотников для
того, чтобы якори электромагнитов имели возможность пол-
ностью втягиваться в катушки. При несоблюдении этого условия
электромагниты переменного тока могут быстро перегреться и
выйти из строя.
Гудение и перегрев электромагнитов могут возникнуть также
при установке в золотниках с электрическим управлением
слишком сильных пружин. В то же время при использовании
ослабленных пружин их сила может оказаться недостаточной
л л я возврата золотников в исходное положение при выключе-
нии электромагнитов.
При монтаже и отладке гидроаппаратуры необходимо обра-
тить особое внимание на выполнение следующих требований:
а) надежность защиты гидробаков и отдельных узлов гидро-
привода от попадания стружки, эмульсии и грязи;
б) соосность при установке и соединении насосов с электро-
двигателями, а также параллельность осей Цилиндров и на-
правляющих;
в) доступность осмотра, ремонта и замены отдельных узлов
гидропривода, удобство их монтажа и демонтажа;
г) удобство регулировки;
д) соответствие сорта масла, залитого в гидробаки, указан-
ному в паспорте станка. Уровень масла в гидробаках должен
соответствовать отметкам маслоуказателей;
е) отсутствие механических повреждений на рабочих поверх-
ностях направляющих, штоков, цилиндров, золотников и дру-
гих трущихся элементов;
ж) наличие контрольных манометров со шкалой, градуиро-
ванной на величины давлений, превышающие на 30—50%
максимально возможное давление в гидросистеме;
з) отсутствие наружных утечек масла из гидросистемы. Не
допускается уплотнение крышек, которые приходится открывать
при регулировке и наладке станка, краской лаком и тому по-
добными средствами;
318
и) отсутствие подсоса воздуха, ;
к) отсутствие у труб вмятин, острых углов перегиба и вол-
нистости на прямых участках; трубы должны быть надежна
закреплены. Особое внимание следует уделять надежному за-
креплению концов гибких шлангов;
л) четкость срабатывания электромагнитов.
На работоспособность и срок службы гидравлических при-
водов существенно влияет качество (непроницаемость и стой-
кость) лакокрасочного покрытия узлов и в первую очередь,
внутренних поверхностей гидробаков. Наносимая на поверх-
ности гидробаков лакокрасочная (нитроэмалевая) пленка изо-
лирует металл от непосредственногсг соприкосновения с нахо-
дящимся в гидробаке маслом. Такая изоляция необходима по-
тому, что поверхность гидробаков, изготовленных из черных
металлов, пориста и даже при самой тщательной очистке не ис-
ключена возможность попадания в поры металла мелких части-
чек песка, земли, окалины, ржавчины. Эти инородные включе-
ния, не имеющие прочного сцепления с металлом, при заливке
в гидробак масла вымываются из пор и находятся во взвешен-
ном состоянии, засоряя гидросистему.
Монтаж трубопровода гидросистемы автоматической линии:
следует производить после сборки линии и установки станций:
гидропривода на отведенные для них места. Перед монтажемэ
все трубы должны пройти операцию очистки, которую рекомен-
дуется производить в такой последовательности: очистка про-
волочной щеткой, промывка содовым раствором или керосином
с последующей ррокачкой чистым минеральным маслом. Если
подготовленные для монтажа трубы должны некоторое времн
храниться перед сборкой, то их надо заполнить чистым маслом,
и заглушить с обоих концов пластмассовыми колпачками.
Монтаж труб, заключенных в коллекторы, надо вести по-
следовательно по секциям, соединяя между собой концы труб*
смежных секций, начиная с нижнего ряда и ослабив предвари-
тельно гайки крепления труб в коллекторе. Трубы, не закреп-
ленные в коллекторах, должны быть расположены в местах,,
наименее подверженных механическим повреждениям, вместе с
тем они не должны портить внешнего вида станков и закрывать
доступ к местам регулировки и наладки узлов и механизмов..
Для предотвращения попадания окалины в гидросистему гибкут
труб рекомендуется производить в специальных гибочных маши-
нах в холодном состоянии без. применения наполнителей.
После монтажа трубопровода гидросистема автоматическою
линии должна быть подготовлена к пуску. В гидробаки и гидро-
станции заливается чистое, предварительно отфильтрованное1
минеральное масло «Индустриальное 20». После заливки масла!
в гидробаки ц гидростанции следует заполнить маслом трубо-
провод и удалить из гидросистемы воздух. При этом предохра-
31»
«ительные клапаны насосов'должны быть полностью отпущены,
чтобы трубопровод заполнялся маслом при наименьшем давле-
нии, во избежание растворения в масле воздуха. Краны для
выпуска воздуха, установленные в наивысших точках трубо-
провода, открываются; накидные гайки на концах магистраль-
ных труб ослабляются для того, чтобы воздух, находящийся в
магистральных трубах, имел возможность выхода наружу
вместе с маслом. Затем следует включить электродвигатели гид-
ронасосов и не отключать их до тех пор, пока из-под отпущен-
ных кранов и гаек не пойдет чистое масло, после чего надо за-
крыть краны и затянуть гайки.
Необходимо также выпустить воздух из отводящих труб и
гидроцилиндров подачи, зажима и вспомогательных механизмов
через специальные краны и пробки, либо ослабляя накидные
гайки. При этом поршни цилиндров подачи следует несколько
раз переместить на быстром ходу из одного крайнего положе-
ния в другое при вывернутых винтах мертвых упоров.
После того, как трубопровод гидросистемы автоматической
линии целиком заполняется маслом, необходимо долить масло
в гидробаки и гидростанции до верхнего уровня маслоуказате-
лей и заглушить пробками, заливочные горловины.
Пуск и отладка гидросистемы автоматической линии на на-
ладочном цикле включает следующие работы:
а) настройку давления в гидросистеме предохранительными
клапанами насосов;
б) настройку длин ходов и регулировку дросселями ско-
ростей перемещения транспортеров, поворотных устройств и
других вспомогательных механизмов в соответствии с цикло-
граммой работы автоматической линии;
в) настройку длин ходов и регулировку дросселями скоро-
стей рабочей подачи силовых узлов в соответствии со схемами
обработки;
г) регулировку демпферов и настройку (выставку) кулачков,
нажимающих на золотники путевых дросселей, предназначен-
ных для торможения транспортных и поворотных устройств;
д) настройку реле давления, которые должны срабатывать
при давлении на —5 бар больше давления, необходимого для
перемещения механизмов, и на ~5 бар меньше давления на-
стройки соответствующих предохранительных или редукционных
клапанов.
После окончания регулировки величин давления, скоростей
перемещения узлов и т. п. все места регулировок должны быть
законтрены.
По окончании отладки гидросистемы автоматической линии
при ее работе в наладочном режиме можно переходить на ра-
боту в автоматическом цикле. При этом дополнительно прове-
ряется и отрабатывается четкость и безотказность работы элек-
320
трической системы управления последовательностью включений
электрогидравлических золотников, надежность работы аппара-
тов блокировок, окончательно регулируется и уточняется время
каждого перехода и время цикла работы линии.
Для обеспечения надежной работы гидронриводов автомати-
ческих линий Bf процессе эксплуатации необходимо:
а) ежедневно перед началом работы автоматической линии
проверять уровень масла в гидробаках станций гидропривода,
который должен находиться между рисками маслоуказателей;
б) заливать в гидробаки тщательно профильтрованное масло
и очищать имеющиеся в гидроприводе фильтры не реже 1 раза
в 2 мес. В течение первых двух-трех дней работы непосредствен-
но после смены масла рекомендуется промывать фильтры еже-
дневно;
в) периодически, не реже одного раза в 6—8 мес., сменять
масло в гидробаках. При малой емкости гидробаков, а также
при интенсивной эксплуатации оборудования надо чаще менять
масло — через каждые 4—5 мес. Перед заливкой свежим мас-
лом гидробак следует тщательно очистить и промыть кероси-
ном. Заливать масло в гидробак необходимо до отметок масло-
указателей с тем, чтобы все сливные трубы и отверстия находи-
лись ниже уровня масла;
г) не допускать перегрева масла выше температуры 50—
55 °C;
д) периодически выпускать воздух из гидросистемы, как
было указано выше (см. раздел 1 настоящей главы);
е) не допускать наружных утечек масла из гидросистемы,
своевременно заменять уплотнения толкателей золотников и
штоков гидроцилиндров; .
ж) не реже одного раза в квартал проводить контрольную
проверку времени цикла работы автоматической линии в целом
и отдельных ее механизмов.
3. ИСПЫТАНИЯ УЗЛОВ ГИДРОАППАРАТУРЫ
Золотники, клапаны и другие узлы гидроаппаратуры как от-
дельные, так и встроенные в гидропанели, предназначенные
для управления циклами работы механизмов агрегатных стан-
ков и автоматических линий, должны удовлетворять ряду тех-
нических требований, выполнение которых необходимо для обес-
печения длительной, четкой и бесперебойной работы гидропри-
вода станка или автоматической линии при их эксплуатации.
Проверка соответствия узлов гидроаппаратуры предъявляе-
мым к ним техническим условиям производится на заводе-из-
готовителе путем проведения типовых и контрольных испыта-
ний гидроаппаратуры. Испытания узлов гидрооборудования
приходится производить также и в процессе эксплуатации —
Л. С. Брон, Ж. Э. ТартаковскиЙ 321
после ремонта или при обнаружении неисправностей в работе
с целью их выяснения и устранения.
Типовые испытания производятся заводом-изготовителем при
выпуске промышленного образца, а также при полном или ча-
стичном изменении конструкции, материалов или технологии
производства изготовляемой гидроаппаратуры, если эти измене-
ния могут влиять на характеристики или эксплуатационные ка-
чества изделия.
При типовом испытании проверяются все пункты установ-
ленных технических условий.
Каждый узел гидропривода, выпускаемый заводом, подвер-
гается контрольным испытаниям по сокращенной против типо-
вых испытаний программе.
При контрольных испытаниях проверяются:
а) потери давления при максимальном расходе масла;
б) герметичность и величины внутренних утечек масла при
максимальном рабочем давлении;
в) диапазон регулирования расхода масла (при наличии
в гидропанели дросселя);
г) правильность и стабильность цикла работы;
д) для гидропанелей подачи дополнительно проверяется ста-
бильность подачи при изменении нагрузки в пределах от мини-
мальной до максимальной.
По окончании контрольных испытаний на каждый узел гид-
ропривода должен составляться акт с указанием результатов
испытаний.
Ниже приведены общие технические требования, которым
должны удовлетворять большинство контрольно-регулирующих
и распределительных узлов гидропривода, применяемых в аг-
регатных станках и автоматических линиях, и методы их про-
верки.
1. Наружные поверхности корпусов, кожухов и все нехроми-
'рованные и невороненые поверхности должны быть окрашены
нитроэмалями. Шлифованные поверхности корпусов окраске не
подлежат. Внешние механически обработанные детали должны
быть хромированы. Не допускается сплющивание труб как на
прямых, так и на криволинейных участках во избежание повы-
шенных потерь давления. Из тех же соображений не допу-
скается установка труб меньших диаметров, чем предусмотрено
чертежами. Стальные трубопроводы перед установкой на узлы
гидропанели должны быть опрессованы маслом с давлением
100 бар.
При внешнем осмотре узлов гидравлического оборудования
проверяется также отсутствие течи масла через пробки, фланцы
и в местах соединения трубопроводов.
Обнаруженные во время осмотра дефекты должны быть
устранены до начала испытаний.
322
2. Золотники и корпусы должны быть до окончательной об-
работки подвергнуты старению во избежание последующей их
деформации или коробления. Золотники и предохранительные
клапаны должны быть притерты с зазорами, указанными в чер-
тежах. Овальность и конусность притираемых деталей не долж-
на превышать половины допустимого зазора. Не допускается
заедание золотников и клапанов в любом их положении. Все
пружины в гидропанели должны быть предварительно протари-
рованы; их характеристики должны соответствовать расчетным
с отклонениями не более ±10%.
3. Проверка соответствия работы узлов гидропривода тех-
ническим условиям производится на чистом минеральном масле
марки «Индустриальное 20» при температуре масла 45—50 °C.
4.. Испытания распределительного, аппарата начинаются с
проверки правильности цикла его работы путем поочередного
(автоматического или ручного) включения электромагнитов в
соответствии с заданной последовательностью переходов цикла.
Проверка производится при напряжении на 15% ниже номи-
нального, при этом электромагниты и золотники управления
должны четко, безотказно и без задержки обеспечивать соот-
ветствующие переходы цикла работы. Отсутствие заедания зо-
лотников проверяется при максимальном (до 100 бар) и мини-
мальном (3—4 бар) давлении. При этом имеющиеся в распре-
делительных панелях некоторых типов дроссели должны быть
полностью открыты, а клапаны затянуты до отказа.
Надежность переключения реверсивных золотников опреде-
ляется путем трех-пятикратного включения электромагнитов.
При этом электромагниты необходимо держать включенными не
менее 5 мин. Не допускается гудение электромагнитов при их
включении. Все электромагнитные золотники управления долж-
ны иметь запас хода (после полного их перемещения) не ме-
нее 0,2—0,5 мм.
Золотники управления с одной или двумя пружинами долж-
ны при обесточивании электромагнита четко и без задержки пе-
ремещаться своими пружинами в исходное положение после
двух-, ‘ пятиминутной выдержки их под максимальным давле-
нием.
Золотники управления с фиксаторами на толкателях должны
быть проверены на надежность фиксации в каждом положении
при отключенных электромагнитах и наименьшем давлении
3 бар. При этом горизонтально расположенный золотник уп-
равления должен перемещаться при силе не свыше 7 н
(«0,7 кГ), включая силы трения от якорей электромагнитов
и манжет на толкателях.
Распределительные гидропанели с редукционным (ЗУ4323 и
ЗУ4329) и предохранительным (ЗУ4326) клапанами подверга-
ются дополнительной проверке на надежность работы клапанов
323
4
при наибольших давлении и расходе масла. Клапанами произ-
водится последовательная настройка давления 50, 30 и 10 бар.
На каждой настройке при выдержке не менее 1 мин допу-
скается отклонение давления ±5%’ и колебания стрелки мано-
метра в пределах до ±2 бар.
У распределительных гидропанелей с дросселями (ЗУ4324,
ЗУ4325 и ЗУ4327) дополнительно проверяется возможность
плавного регулирования расхода масла в пределах от 0,5 до
50 л)мин при давлении 7 и 100 бар. У гидропанели ЗУ4327,
кроме того, проверяется стабильность перепада давления на
дросселе (в пределах 2—3 бар) при различном давлении в си-
стеме и расходе масла.
У разделительных гидропанелей (ЗУ4332 и ЗУ4336) прове-
ряется надежность регулирования и поддержания в системе на-
гнетания насоса высокого давления постоянного давления в
пределах от 5 до 100 бар (±5%) и в системе нагнетания на-
соса низкого давления в пределах 5—50 бар, при неизменном
давлении в системе нагнетания насоса высокого давления, при-
чем гидропанель ЗУ4332 с золотником разгрузки должна при
отключении электромагнита разгружать насос на бак с давле-
нием 3—6 бар.
Эти проверки производятся путем последовательного сни-
жения давления от наибольшего до 5 бар, как было указано
выше для панелей с редукционными и предохранительными
клапанами.
Перепад давления через разделительный клапан в гидро-
панелях ЗУ4332 и ЗУ4336 не должен превышать 4 бар. Эта про-
верка проводится при давлении в системе насоса высокого дав-
ления 5 бар и давлении в системе насоса низкого давления
не менее 25 бар.
5. Потери давления проверяются при наибольшем расходе
масла. Предварительно тарированные манометры для опреде-
ления потерь давления присоединяются непосредственно к шту-
церам подвода давления и слива масла в бак. Допустимые по-
тери давления в зависимости от типа и назначения узла нахо-
дятся в пределах 0,5—6,5 бар. Для распределительных гидроап-
паратов притычного исполнения допустимые потери давления
указаны в табл. 39.
6. Суммарные утечки масла через зазоры реверсивных и
вспомогательных золотников и клапанов проверяются при наи-
большем давлении с помощью мензурки. Проверка произво-
дится при крайних положениях реверсивных золотников. Сум-
марные утечки масла в каждом положении золотника при под-
воде наибольшего давления в течение второй минуты после мо-
мента подачи масла под давлением не должны превышать ве-
личины, указанной в технических условиях на данный узел гид-
ропривода.
324
Для распределительных ик контрольно-регулирующих гидро-
аппаратов притычного исполнения допустимые суммарные внут-
ренние утечки масла через зазоры золотников и клапанов при
наибольшем давлении указаны
в табл. 39.
После проверки работы па-
нели она испытывается на
внешние утечки в течение 1 ч
под наибольшим - давлением
при поочередном включении
электромагнитов с интервалом
в 1 мин. При этом не должно
быть просачивания масла из-
под пробок, фланцев и в дру-
гих местах.
После испытания узла
(если он сразу не устанавли-
вается на станок) выводные
отверстия должны быть заглу-
шены деревянными или пласт-
массовыми колпачками или
пробками, а все наружные
неокрашенные поверхности
гидропанели должны быть
смазаны пушечной смазкой в
нагретом состоянии.
Ниже приведены типовые
схемы . испытания притычных
распределительных гидропане-
лей с дросселями типа
ЗУ4324 и др. На схемах указа-
на вся необходимая для испы-
тания аппаратура.
На рис. 173 показана схе-
ма испытания панели 1 на
правильность цикла работы,
отсутствие наружных утечек
масла и отсутствие заедания
золотников (два последних
испытания производятся с на-
сосом любой производительно-
Таблица39
Допустимые потери давления и
суммарные внутренние утечки масла
для распределительной и
контрольно-регулирующей
гидроаппаратуры притычного
исполнения
й Тип гидроап- парата Потери давления в бар Суммарные внутренние утечки в см*/ мин
ЗУ4321 ЗУ4322 ЗУ4324 ЗУ4325 ЗУ4326 ЗУ4327 ЗУ4328 ЗУ4361 ЗУ4362 4,5 300
ЗУ4323 ЗУ4329 6,5* 300
ЗУ4311 ЗУ4312 4,5 80
ЗУ4331 120
ЗУ4332 ЗУ4336 300/120**
* С учетом потери давления в редукционном клапане. * * 300 — для предохранитель- ного клапана высокого давления вместе с разделительным, 120—для клапана низкого давления
сти, развивающим давление до
100 бар).
При поочередном включении электромагнитов 2 и 3 (провер-
ка правильности цикла работы) должно происходить реверси-
рование направления движения штока испытательного цилинд-
ра 4. Одновременно проверяется регулирование расхода масла
11 Л. С. Брон, Ж- Э. Тартаковский
через дроссель 5 в заданных пределах. При обесточивании
электромагнитов 2 и 3 масло должно продолжать поступать в
ту же полость цилиндра.
На рис. 174 показана схема испытания панели на потери дав-
ления через одну ветвь распределительного золотника (анало-
гичным образом проверяется
Рис. 173. Схема испытания гид-
ропанели ЗУ4324 на правиль-
ность цикла работы:
вторая ветвь путем подсоеди-
нения трубопровода насоса
к отверстию Z/i и манометра 2
к отверстию Б и т. д.).
з
Рис. 174. Схема испытания гид-
ропанели ЗУ4324 на потери дав-
ления:
7 — пластинчатый насос. 2 — манометру
3 — испытываемая гидропанель, 4 —
предохранительный клапан, 5 — термо-
метр
1 — испытываемая гидропанель. 2 и
3 — электромагниты, 4 — цилиндр, 5 —
дроссель, 6 — золотник управления,
7 — реверсивный зодотник, 8 — предо-
хранительный клапан, 9 — манометр,
/0 — термометр, 11 — пластинчатый на-
сос
При проверке суммарных утечек масла в панели сливная
труба подсоединяется к отверстию Б, а отверстия Ц\ и Ц% за-
глушаются пробками (рис. 174). Проверка производится мен-
зуркой в двух крайних положениях распределительного золот-
ника. Фактическая величина утечки определяется как средняя
арифметическая из трех измерений.
На рис. 175 приведена фотография универсального стенда
конструкции НИИТАвтопрома, предназначенного для проверки
326
работоспособности и основных параметров гидроаппаратов и на-
сосов перед их монтажем в гидросистемы автоматических ли-
ний. Испытываемые притычные гидроаппараты 1 устанавлива-
ются нй подставке 2, испытываемые гидронасосы 3 крепятся к
•фланцу 4. На стенде имеются два мерных бака: для больших
расходов масла — бак 5 и для малых расходов масла — бак 6,
электрический секундомер 7, манометры 8, распределительные
золотники 9 и 10 и другая аппаратура.
Рис. 175. Общий вид стенда для испытания гидроаппара-
тов и насосов
. Дополнительные требования, помимо рассмотренных выше,
предъявляются к гидропанелям подачи, которые* должны обес-
печивать постоянство скорости рабочей подачи вне зависимости
от изменений нагрузки и величины подводимого давления.
На рис. 176 приведена гидравлическая схема типового стен-
да, предназначенного для испытания гидропанелей подачи.
Здесь 1—испытываемая гидропанель подачи, которая уста-
навливается в перемещаемый по салазкам корпус, 2 — рабочий
цилиндр, 3 — нагрузочные цилиндры, 4 — краны управления no-
il* 327
12
К гидрощубу
бак
К цилиндру
зажима |
№
ОПК
Нагрузка
(при рабочее
подаче}
Работа насоса
На бак
Работа насоса
на систему
Разгрузка
насоса н
Нагрузка 5ан
при рабочей
подаче)
4
Рис. I76. Гидравлическая схема стенда для испытания гидропанелей подачи
ступлением масла от насосов к гидропанели, 5 — кран управле-
ния нагрузочными цилиндрами, 6 — фильтры, 7 — предохрани-
тельные клапаны, 8 и 9 — насосы, подающие масло через па-
нель в рабочий цилиндр, 10 — насос, подающий масло в нагру-
зочные цилиндры, И — предохранительный клапан насоса 10,
12 — каретка.
До начала испытания необходимо нагреть масло в гидро-
баке стенда с помощью электронагревателя. Для ускорения на-
грева и лучшей циркуляции масла включаются также все на-
сосы стенда. По достижении температуры масла 50 °C электро-
нагреватель отключается автоматически при замыкании контак-
та на манометрическом термометре (на схеме не показан) либо
электрокнопкой.
Перед проверкой гидропанели подачи, устанавливаемой в
окно в вертикальной стенке гидробака стенда, рекомендуется
несколько раз быстро переместить поршень рабочего цилиндра
стенда на максимальную длину хода с тем, чтобы удалить из
гидросистемы воздух.
Стабильность подачи проверяется следующим образом.
Включением соответствующих электромагнитов золотники
гидропанели 1 становятся в положение рабочей подачи. На-
стройкой дросселя гидропанели 1 устанавливается подача, соот-
ветствующая расходу масла через дроссель ~ 120—150 см3]мин.
С помощью секундомера и линейки замеряется скорость дви-
жения штока рабочего цилиндра 2 при разгруженном насо-
се 10, т. е. без внешней нагрузки. Затем вручную переклю-
чается кран управления 5 и насос 10 создает противодавление
в нагрузочных цилиндрах 5, соединенных с рабочим цилинд-
ром 2 через каретку 12. Противодавление, величина которого
устанавливается предохранительным клапаном 11, вызывает
увеличение давления в рабочей полости цилиндра 2 до вели-
чины на ~5 бар ниже настройки предохранительного клапана
насоса 9. При этом снова замеряется скорость движения пол-
зушки. Переключением крана управления 5 можно создавать
нагрузку при движении рабочего цилиндра как вперед, так и
назад.
Аналогичная проверка производится при настройке дросселя,
соответствующей расходу масла — 1 л/мин. Гидропанель подачи
является годной, если уменьшение (посадка) подачи в первом
случае не превышает 15%, а (во втором — 10% (в соответствии
с техусловиями). При этом утечек масла мимо поршня в ци-
линдре 2 стенда не должно быть.
Панели с двумя рабочими подачами испытываются как на
первом, так и на втором дросселе.
При испытании гидропанели подачи на стенде без нагрузки
и под нагрузкой проверяется также работа распределительных
золотников, клапанов и т. д.
329
При испытании проверяется надежность переключения рас-
пределительных золотников. Если обнаружится застревание ре-
версивного золотника в положении рабочей подачи, то устра-
нить этот деффект следует только путем дополнительной при-
тирки золотника к отверстию или его замены; постановка более
сильных, чем указано в чертежах, пружин не допускается.
При испытании необходимо проверить регулировку и на-
стройку предохранительных клапанов насоса рабочей подачи и
быстрых ходов, подпорного клапана и клапана противодавления
гидропанели.
Предохранительный клапан насоса быстрых ходов должен
обеспечивать регулирование давления при быстрых ходах в пре-
делах 5—25 бар.
Предохранительный клапан насоса рабочей подачи должен
надежно держать давление в гидросистеме при рабочей подаче
и на мертвом упоре и обеспечивать регулирование давления в
пределах 10—50 бар. Для проверки отсутствия вибрации этого
клапана корпус с панелью не менее 10 раз с рабочей подачи
доводится до мертвого упора и выдерживается в этом положе-
нии при давлении 50 бар в течение 5 мин. Предохранительный
клапан при этом должен спокойно сливать масло в бак.
Дозирующий (или редукционный) клапан должен без вибра-
ций поддерживать постоянный перепад давления через дроссель
(один или два) в пределах 2—2,5 бар при подводимом давлении
10—50 бар и расходе масла через дроссель от 0,1 до 12 л!мин.
Подпорный клапан должен обеспечивать возможность регу-
лирования подпорного давления насоса быстрых ходов в пре-
делах 2—6 бар.
Клапан противодавления должен обеспечивать возможность
регулирования давления в задней полости цилиндра при рабо-
чей подаче в пределах 3—8 бар (меньшие значения относятся
к панелям 4У4221 и 4У4222).
При испытании панелей подачи с реле давления необходимо
обеспечить включение конечного выключателя реле давления
при подводе к поршню реле масла под давлением в 3,5 бар. Дат-
чиком реле давления должна обеспечиваться надежная работа
реле в диапазоне давлений 20—50 бар.
Длительность испытания гидропанели подачи на давлении
холостого хода составляет 1,5—2 ч и на давлении 50 бар—1 ч.
*
4. ИСПЫТАНИЯ НАСОСОВ
В процессе эксплуатации гидропривода насосы испытыва-
ются после их ремонта, а также периодически с целью опреде-
ления производительности при работе вхолостую (при давлении
4 бар) и при наибольшем давлении.
На рис. 177 представлена гидросхема стенда для испытания
ззо
пластинчатых насосов серии Г12-1 и Г12-2. Здесь 1 — испыты-
ваемый насос, 2 — нагрузочный клапан, 3— кран управления,
4 — подпорный клапан, 5 — гидродвигатель, 6 — тахогенератор.
Производительность насоса 1 измеряется посредством тахоге-
нератора 6, вращаемого гидродвигателем 5, через который про-
пускается масло, нагнетаемое насосом I. Число оборотов гидро-
двигателя 5 и напряжение на тахогенераторе 6 прямо пропор-
циональны производи-
тельности насоса, что
дает возможность изме-
рять производительность
насоса 1 непосредственно
по показаниям вольтмет-
ра (на схеме не показан),
шкала которого програду-
ирована в л!мин. Вольт-
метр подключается толь-
ко в момент измерения.
Трехпозиционный кран
управления 3 позволяет
направлять масло от ис-
пытываемого насоса 1
тремя способами: I — в
бак без давления; II —
непосредственно к гидро-
двигателю; III—к гидро-
двигателю через нагру-
зочный клапан.
На стенде можно ис-
пытывать как одинарные,
так и сдвоенные насосы,
для’ чего на нем имеются
две испытательные уста-
новки— одна с гидродви-
гателем типа ГМ08
(qyd = 11 см^/об), другая
с гидродвигателем типа
ИМ №5 (qyd=71 см3/об)
для испытания насосов
Рис. 177. Гидравлическая схема стенда
для испытания пластинчатых насосов
производительностью со-
ответственно 3—18 л,/мин и 18—70 л/мин. Применение гидро-
двигателей вместо мерных баков значительно сокращает время
испытания.
Разогрев масла до температуры 50 °C, при которой должны
проводиться испытания, в гидробаке стенда емкостью — 600 л
производится посредством электронагревателя, как было ука-
зано выше.
331
5. ИСПЫТАНИЯ ГИДРОЦИЛИНДРОВ ;
S
ь
Гидравлические цилиндры, применяемые в агрегатных стан-
ках и автоматических линиях, кроме проверки правильности их
геометрических размеров, испытываются для определения гер-
метичности уплотнений поршня и штока при максимальном и
нулевом давлениях и для проверки давления холостого хода,
характеризующего качество сборки цилиндра. Гидравлические
цилиндры* механизмов подач дополнительно проверяются на
плавность движения при малых подачах.
Все гидравлические испытания цилиндров проводятся на
чистом минеральном масле марки «Индустриальное 20» при
температуре масла 45—50 °C.
Отсутствие утечек масла через пробки, фланцы, стыки и
сварочные швы проверяется путем подведения давления в
65 бар поочередно в переднюю и заднюю полости цилиндра
в течение 5 мин.
Испытательное давление указано для цилиндров подачи.
Все испытания цилиндров зажима производятся при давлении
100 бар.
Проверка отсутствия утечки масла из задней полости ци-
линдра мимо уплотнений штока производится при давлении в
задней полости 5 и 65 бар. Допускаемые утечки масла мимо
штоков указаны выше в табл. 18.
Поршень цилиндра подачи должен при малых подачах пе-
ремещаться равномерно без толчков и дрожания при противо-
давлении в задней полости до 2—3 бар. Равномерность пере-
мещения определяется при помощи индикатора или карандаш-
ной записи на равномерно вращающийся барабан в процессе
перемещения поршня из одного крайнего положения в другое
в направлении рабочего хода. Линия, записанная на барабане,
должна быть прямой.
При проверке равномерности перемещения поршня при по-
мощи индикатора, стрелка индикатора должна вращаться без
заметных на глаз толчков и дрожи.
При испытании цилиндров подачи определяется минималь-
но необходимое давление масла для перемещения поршня впе-
ред (в направлении рабочего хода) без нагрузки. Фактическое
замеренное давление не должно превышать 3 бар для цилинд-
ров диаметром 60—75 мм, 2,5 бар для цилиндров диаметром
90—125 мм, 2 бар для цилиндров диаметром свыше 125 мм.
Весьма важным техническим требованием, предъявляемым
к гидроцилиндрам подачи силовых узлов, является сохранение
утечек масла мимо поршня, уплотненного чугунными поршне-
выми кольцами, в допустимых пределах.
До последнего времени утечки мимо поршней цилиндров
подачи, уплотненных чугунными поршневыми кольцами, про-
332
верялись при неподвижных поршнях. При этом шток цилиндра
упирался в жесткий упор, в одну полость цилиндра подавалось
масло с заданным давлением и замерялись утечки масла мимо
поршня в противоположную полость цилиндра. Однако этот
метод, как показали проведенные эксперименты, обладает ря-
дом существенных недостатков, а именно: осевые деформации
штока и упора при повышении давления дают вначале повы*
шенную величину утечек, а затем вследствие известного явле-
ния заращивания щелей уп-
лотнения утечки масла интен-
сивно уменьшаются и с тече-
нием времени могут прекра-
титься совсем.
Очевидно, этот метод испы-
тания не обеспечивает досто-
верных данных по утечкам
масла мимо уплотнений пор-
шня.
Был разработан метод
испытания гидроцилиндров по-
дачи на утечки масла мимо
уплотнений поршня при его
движении, что исключает воз-
можность заращивания щелей
уплотнения. Целесообразность
проверки утечек масла мимо
поршня в процессе его движе-
ния подтверждается результа-
тами сравнительных испыта-
ний одного и того же гидроци-
линдра диаметром 90 мм обо-
ими методами (рис. 178). Как
Рис. 178. Графики зависимости
утечек мимо поршня гидроци-
линдра диаметром 90 мм от вре-
мени при Др=50 бар:
1 — при неподвижном поршне, 2 — в
процессе движения поршня
видно из графиков, при неподвижном поршне (кривая /) утечки
масла к концу второй минуты уменьшились с 30 до 5 см3]мин,
а при движущемся поршне утечки масла мимо поршня остались
постоянными и составили 16 см3]мин (прямая 2).
На рис. 179 представлен общий вид производственного стен-
да для испытания гидроцилиндров подачи на утечки масла
мимо уплотнений поршня при его движении. Здесь 1 — испы-
тываемый цилиндр, 2 — гидропривод стенда с гидропанелью
подачи 3, гидромотором-расходомером 4, нагрузочным устрой-
ством 5 и терморегулятором 6. В салазках 7 расположен гид-
роцилиндр нагрузки, соединенный с испытываемым цилиндром
через каретку 8.
Работой нагрузочного цилиндра управляет золотник Р. Ряг
дом с пультом управления 10 установлен электросекундомер 11
и счетчик оборотов 12 гидромотора.
333
Определение утечек мимо поршня испытываемого гидроци-
линдра производится в такой последовательности.
Расходомером замеряется количество масла Qo, вытес-
няемого из штоковой полости цилиндра 1 при движении его
гильзы без нагрузки со скоростью рабочей подачи (из расчета
150 см3/мин) вправо (по рисунку) за определенный отрезок
пути; замер производится при отведенном штоке нагрузочного
Рис. 179. Общий вид стенда для испытания
гидроцилиндров подачи
на утечки
цилиндра. При втором замере определяется количество масла
QH> вытесняемого из цилиндра под нагрузкой, с одновременной
регистрацией времени прохождения гильзой того же отрезка
пути. При этом замере масло подводится в переднюю полость
нагрузочного цилиндра, вызывая повышение давления в перед-
ней полости испытываемого цилиндра до необходимого его
значения, регистрируемого манометром 13. Фактические минут-
ные утечки масла AQ мимо уплотнений поршня определяются
по формуле
AQ = —см?1мин. (68)
/ -
S
► • • ч
6. ИСПЫТАНИЯ ГИДРОПРИВОДОВ ПОДАЧИ СИЛОВЫХ УЗЛОВ
ч
Гидроприводы подачи самодействующих силовых головок
собираются из насосов, гидропанелей и гидроцилиндров, кото-
рые по, отдельности испытываются на заводах-изготовителях,
однако это не исключает необходимости испытаний гидропри-
334
водов в целом в собранном виде с целью проверки качества их
сборки и монтажа совместно с трубопроводами.
Гидроприводы подачи самодействующих силовых головок
испытываются на специальном стенде в такой последователь-
ности: \а) проверка работы головки по циклу без нагрузки;
б) проверка работы головки под нагрузкой.
Рис. 180. Общий вид стенда для испытания самодействующих силовых
головок
На рис. 180 показан общий вид стенда для испытания само-
действующих силовых головок, а на рис. 181—его гидравли-
ческая схема.
Перед испытанием головки на стенде проверяется герметич-
ность трубопровода ее гидросистемы. Для этого в корпус (ре-
зервуар) головки заливается масло в количестве, минимально
необходимом для нормальной работы насоса, после чего го-
ловка подводится до’упора и в этом положении должна прора-
ботать не менее 10 мин при наибольшем давлении. При этом
не допускается падение давления в гидросистеме и течь масла
из трубных соединений и из-под крышек цилиндра. После оп-
рессовки трубопровода головки резервуар ее целиком запол-
няется маслом.
При проверке работы без нагрузки головка должна сделать
100 двойных ходов на полную длину хода цилиндра подачи в
течение не менее 1 я по следующему циклу: быстрый подвод,
I рабочая подача, II рабочая подача, быстрый отвод, стоп. При
этом скорость I рабочей подачи устанавливается наибольшей,
335
а скорость II рабочей подачи — наименьшей, что позволяет
проверить работу головки во всем - диапазоне рабочих подач.
Время рабочей подачи головки в каждом цикле должно со-
ставлять не менее 0,4 мин. /
Рис. 181. Гидравлическая схема стенда для испытания самодействующих
силовых головок
В процессе испытания все переключения головки по циклу
должны осуществляться четко, без задержек. При этом не дол-
жно наблюдаться течи масла по штоку цилиндра подачи свы-
ше допускаемой техническими условиями и неравномерного
движения головки при наименьшей скорости рабочей подачи.
Равномерность хода головки проверяется с помощью инди-
катора, мерительный штифт которого упирается в торец голов-
ки. Замеры производятся в начале и в конце хода головки.
Давление масла при быстром отводе и при рабочей подаче
без нагрузки (но с учетом противодавления — 3 бар в передней
полости цилиндра), измеренное по манометру насоса подач, не
должно превышать 12 бар для' цилиндров диаметром 60—
75 мм, 10 бар для цилиндров диаметром 90—ПО мм и 8 бар
для цилиндров диаметрам 125 мм и выше.
Работа силовой головки под нагрузкой проверяется на дли-
не 200—250 мм в конце хода головки с помощью нагрузочного
цилиндра 1 * стенда. Для этого рукоятка 2 реверсивного золот-
ника 3 типа 6Г74-13 ставится в положение I (рис. 181). Концы
* На рис. 180 и 181 единая нумерация позиций.
'336
обоих шлангов 4 и 5 (рис, 181) опускаются в резервуар 6
стенда, после чего включается насос 7 стенда серии Г12-2 про-
изводительностью 25 л!мин (рис. 181), Шток нагрузочного ци-
линдрах 1 перемещается до упора во фланец испытываемой
силовой головки 8 (рис. 180), создавая осевую нагрузку при
движении силовой головки вправо. Величина осевой нагрузки
устанавливается посредством предохранительного клапана 9
типа Г5$-13.
Скорость рабочей подачи, при которой проверяется работа
головок под нагрузкой, должна соответствовать наименьшей
скорости рабочей подачи,
указанной в табл. 23.
Допустимое уменьше-
ние скорости (посадка
подачи) под нагрузкой
зависит от типа уплотне-
ний поршня цилиндра.
Для силовых головок с
уплотнением поршня ци-
линдра подачи резиновы-
ми манжетами посадка
подачи не должна превы-
шать 5—10 %. При ис-
пользовании чугунных
поршневых колец допу-
стимая посадка подачи
подсчитывается с учетом
допустимых утечек в гид-
*
роцилиндре и гидропане-
ли подачи.
По окончании испыта-
Рис. 182. Общий вид стенда для испы-
тания гидроприводов подачи несамодей-
ствующих силовых узлов
ния головки шток нагру-
зочного цилиндра 1 должен быть отведен вправо. Для этого ру-
коятка 2 реверсивного золотника 3 устанавливается в положе-
ние III (рис. 181).
Для откачки масла из резервуара 10 (рис. 181) силовой го-
ловки 8 рукоятка 2 реверсивного золотника 3 устанавливается
в положение II. Конец шланга всасывания 4 опускается в ре-
зервуар головки, а конец шланга нагнетания 5 остается в
резервуаре 6 стенда.
Несамодействующие силовые узлы с отдельным гидропри-
водом подачи испытываются без нагрузки только на внешние
утечки и правильность сборки (давление при быстрых ходах
и рабочей подаче и плавность хода), аналогично тому, как бы-
ло указано выше для самодействующих силовых головок.
Гидроприводы подачи для несамодействующих силовых уз-
,лов испытываются отдельно только на утечки масла в системе
337
«гидропанель — внутренний трубопровод». Испытание произво-
дится с помощью переносного стенда (рис. 182) с расхрдоме-
ром-гидромотором 1, масло к которому подводится через дрос-
сель гидропанели, настроенный на необходимую величину
рабочей подачи, при давлении 5 и 50 бар, настраиваемом на-
грузочным клапаном 2 стенда. Уменьшение скорости из-за уте-
чек масла в гидросистеме определяется при помощи [счетчика
оборотов 3 и электросекундомера 4 и сравнивается с допусти-
мым. /
/
I
7. НЕИСПРАВНОСТИ, ВСТРЕЧАЮЩИЕСЯ В ПРОЦЕССЕ ОТЛАДКИ
И ЭКСПЛУАТАЦИИ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ,
ИХ ПРИЧИНЫ И СПОСОБЫ УСТРАНЕНИЯ
При отладке и эксплуатации гидравлических приводов
станков и автоматических линий возможно возникновение раз-
личного рода неисправностей. В табл. 40 приведены неисправ-
ности, возникновение которых приводит к автоматическому
прекращению работы оборудования, их причины и способы
устранения. В табл. 41 указаны неисправности, которые хотя и
не вызывают, как правило, перерыва в автоматической работе
оборудования, но препятствуют в той или иной мере нормаль-
ной работе. В табл. 42 и 43 приведены наиболее часто встре-
чающиеся неисправности гидропанелей подачи и элементов
гидроаппаратуры, встраиваемых в гидропанели, и их причины.
Таблица 40
Неисправности, вызывающие перерыв в автоматической работе
оборудования, их причины и способы устранения
• Характер перерыва в автома- тической работе станка. или линии Неисправность Возможные причины неисправности и указания по их устранению
1 2 а
1. Не началось движение механизма 1—1. Нет напря- жения на элек- тромагните зо- лотника управ- ления 1—2. Напряжение на электромаг- ните есть, но сердечник не втягивается Разомкнута цепочка включе- ния электромагнита л ч 1. Обрыв в катушке электро- магнита 2. Заедание сердечника элек- тромагнита 3. Наличие одновременной команды на обратное движе- ние. (Одновременно включе- ны два электромагнита)
338
Продолжение табл. 40
Характер перерыва в автома- тической работе станка \ или линии Неисправность Возможные причины неисправности и указания по их устранению
\ 1 р 1 2 3
* • * * * 1 I , • I I—3. Механиче- ские препятствия движению меха- низмов I—4. Насос не по- дает масла в гидросистему I—5. Отсутствие требуемого дав- ления в системе нагнетания Ь а I. Перетянуты планки или клинья направляющих 2. Заедание штока цилиндра, реечной передачи и т. п. 3. Попадание посторонних предметов на направляющее I. Неправильное направление вращения вала насоса 2. Недостаточный уровень мас- ла в гидробаке 3. Засорилась всасывающая труба * 4. Подсос воздуха во всасыва- ющей трубе 5. Поломан вал или ротор на- соса. 6. Чрезмерно велика вязкость масла I. Насос .не подает масло вследствие одной из выше- указанных причин 2. Выработался насос (чаще всего в процессе работы пластинчатого насоса изна- шиваются статорные кольца, лопатки и диски). Необходи- мо проверить производитель- ность насоса вхолостую и под нагрузкой и в случае не- обходимости (при резком снижении объемного к. п. д. насоса против его номиналь- ного значения) заменить на- сос 3. Внешние утечки из насоса по валу вследствие износа сальниковых уплотнений 4. Наличие пор и раковин в корпусе насоса 5. Большие утечки в трубопро- воде. Необходимо заглушить отверстия, соединяющие на- сос и предохранительный клапан с трубопроводом; если давление появится, най- ти и устранить утечки, руко- водствуясь нижеследующим.
339
Продолжение табл. 40
Характер перерыва в автома-
тической работе станка
или линии
Возможные причины неиспра
Неисправность ности и указания по их у стр
нению /
2 3
Утечки в соединениях труб
устранить подтягиванием
гаек в штуцерах. Если это
не устранит утечки? то сле-
дует разобрать соединение,
проверить отсутствие на нем
забоин и наличие 'Хорошего
прилегания конца трубы к
штуцеру, после чего при ус-
ловии выполнения этих тре-
бований снова хорошо затя-
нуть соединение. Если обна-
ружится утечка в трубе,
вследствие разрыва ее стен-’’
ки, то следует поставить но-
вую трубу того же сечения ,
или тщательно заварить шов i
и испытать его под давле-
нием
6. Большие утечки в цилинд-
рах. При обнаружении уте-
чек в цилиндрах через уплот- ;
нительные кольца и манже-?
ты их следует заменить. При
значительном износе самого,
цилиндра его следует заме-
нить или произвести ремонт8:
поршневой системы (про- !
хонинговать гильзу цилинд-
ра, заменить поршень, коль-
ца и т. д.)
7. Застрял в г открытом ПОЛО-;
жении золотник предохрани- .
тельного клапана (см. :
табл. 43)
8. Предохранительный клапан'
настроен на недостаточную
величину давления. Необхо-
димо подтянуть предохрани-
тельный клапан до давления,8
превышающего на 5—10 бар
рабочее давление в гидроси-
стеме
9. Заклинивание разделитель-
ного клапана или поломка
его пружины (разделитель- ;
ные гидропанели ЗУ4332 и г
ЗУ4336)______________________i
340
Продолжение табл. 40
Характер перерыва в автома- тической работе станка Хили линии ч, 1 Неисправность Возможные причины неисправ- | ности и указания по их устра- | нению j Г
1 2 , з __ | ‘
р № 1 II 1 № 1. 2. Движение механизма началось, но не закон- чилось: А. Механизмы, управля- емые двухпозиционны- ми золотниками с им- пульсным включением электромагнита 5. Механизмы, управля- емые трехпозиционны- ми золотниками с включением электро- магнита на все время включения золотника 1 1—6. Не переме- стился распреде- лительный зо- лотник гидропа- нели подачи 1—7. Не переме- стили реверсив- ный золотник р а определитель- ного гидроаппа- рата, хотя элек- тромагнит вклю- чен 2—1. Механиче- ские препятст- вия движению механизмов 2—2. Самопроиз- вольное ' пере- ключение золот- ника управления р а определитель- ного гидроаппа- рата 2—3. Отсутствие требуемого дав- ления масла в стеме нагнета- ния 2—4. Наличие команды на об- ратное движе- ние 2—5. Нет напря- жения на элект- ромагните зо- лотника управ- ления 2—6. Напряжение на электромаг- См. табл. 42 | 'См. табл. 43 1 1. Перетянуты планки или кли-г нья направляющих. L 2. Заедание штока цилиндра, I реечной передачи и т. п. Г 3. Попадание посторонних! предметов на направляющие! Износ или поломка фиксатора! ft См. выше 1 1 1 1. Не включено промежуточное! реле, поддерживающее пита-г ние электромагнита г 2. Разомкнута цепь включения |г электромагнита | 1. Обрыв в катушке электро-| магнита *
341
Продолжение табл/40
Характер перерыва в автома- тической работе станка или линии Неисправность Возможные причины неисправ- ности и указания по их устра- нению /
11 1 2 3 /
элек-
3. Движение механизма
’ закончилось, но не
сработал аппарат (ко-
; нечный выключатель
или реле давления),
f регистрирующий поло-
. жение механизма или
состояние процесса
I
4. Движение механизма
не закончилось, но
сработал аппарат (ко-
нечный выключатель
или реле давления),ре-
гистрирующий положе-
ние механизма или со-
стояние процесса
ните есть,
сердечник
втягивается
-7. Механиче-
препятст-
движению
но 2. Заедание сердечника
не
ские
ствия
механизмов
-8. Отсутствие
требуемого дав-
ления масла в
системе нагнета-
ния
-9. Неисправ-
ность золотника
3—1. Не нажат
конечный вык-
лючатель
3—2. Конечный
выключатель (в
том числе конеч:
ный выключа-
тель реле давле-
ния) нажат, но
команды нет
3—3. Не сработа-
ло реле давле-
ния
4—1. Преждевре-
менно нажат ко-
нечный выклю-
чатель
4—2. Преждевре-
менно сработало
реле давления
тромагнита
См. выше
См. выше
Заедание золотника
Полдмка пружины золот-
ника
Неправильное положение упо-
ра управления
1. Конечный выключатель (КВ)
нажат не до конца
2. Неисправность конечного
выключателя
3. Не замкнута цепь конечного
выключателя
1. Отсутствие давления масла
в гидросистеме (см. выше)
2. Большие внутренние утечки
масла в гидросистеме (в гид-
роцилиндре подачи, гидро-
панели управления, реле
давления)
Неправильно выставлены упо-
ры управления.
1. Наличие механических пре-
пятствий движению механиз-
ма, вызывающих преждевре-
менное повышение давления
2. Неправильная регулировка
реле давления
1
342
Неисправности, не вызывающие перерыва в автоматической работе
стан или линии, их причины и способы устранения
ейспрявность
Возможные причины неисправности и указания
по их устранению
2
।
I. Шум \в гидросистеме
1. Засорение всасывающей трубы или фильтра
2. Подсос воздуха во всасывающей трубе или по
валу насоса
3. Воздушные
Необходимо
масло
4. Засорилось
баке
пузырьки в засасываемом масле,
устранить попадание воздуха в
вентиляционное отверстие в гидро
*1
2. Неравномерное (с рыв-
ками) движение меха-
низмов, приводимых
гидроцилиндром
5. Заедание лопаток или поршней в насосе
6. Плохое закрепление корпуса насоса
7. Несоосность установки насоса и электродви- j
гателя
8. Вибрация предохранительного клапана. Необ- i
ходимо разобрать и проверить детали клапана
9. Турбулентное движение масла в трубопроводе.;
Необходимо установить трубы большего диа-
метра ’
10. Нежесткое закрепление трубопроводов. Необ-
ходимо затянуть гайки крепления труб в кол- ,
лекторах
1. Воздух в гидросистеме. Необходимо проверить i
уровень масла и наличие пены в гидробаке.
Устранить возможность попадания воздуха в
гидросистему. Выпустить воздух из гидросисте-
мы '
2. Перетянуты клинья или планки направляющих ;
Необходимо проверить и отрегулировать затяж- ’
ку планок или клиньев, проверить состояние
направляющих
3. Отсутствует или недостаточна смазка направ- 1
ляющих; на них имеются задиры
4. Не выверен цилиндр по отношению к направ- ’
ляющим. Необходимо проверить и выставить
цилиндр параллельно направляющим
5. Перекошены уплотнения штока цилиндра. Не- ’
обходимо отрегулировать затяжку фланцев уп- :
лотнения ।
6. Недостаточно противодавление в сливной по-
лости цилиндра. Необходимо подтянуть пру- ।
жину клапана противодавления !
343
Продолжение табл. 41
Неисправность
Возможные причины неисправности и указания
по их устранению
7. Неравномерная подача масла насосом,/ сопро-
вождающаяся шумом и стуком в насосе/ (вслед-
ствие заедания или поломки одной /или не-
скольких лопаток) /
8. Трение противовеса о стенки станины /(для вер-
тикальных станков)
9. Предохранительный клапан отрегулирован на
давление, близкое к давлению рабочей подачи
(в этом случае при незначительном повышении
давления клапан может периодически откры-
ваться и пропускать масло). Необходимо отре-
гулировать предохранительный клапан на дав-
ление, на 5—10 бар большее, чем необходимо
для рабочей подачи
10. Недостаточный уровень масла в резервуаре
1. Повышенное давление в системе нагнетания
2. Отсутствие разгрузки насосов в исходном по-
ложении. Необходимо отрегулировать работу
разгрузочного устройства
3. Неисправность терморегулирующей аппарату-
ры. Необходимо отрегулировать или заменить
терморегулирующую аппаратуру
4. Недостаточный подвод охлаждающей воды,
большая ее температура
4. Повышенное давление
в системе нагнетания
1. Повышенные потери давления в гидроприводе
в результате сплющивания труб
2. Перетянуты клинья или планки направляющих
или недостаточна смазка направляющих
5. Отсутствие торможе-
ния транспортных уст-
ройств или торможе-
ние с ударом об упор
6. Медленное перемеще-
ние транспортного ме-
ханизма на всей длине
рабочего хода
ско-
7. Непостоянная ско-
рость перемещения
гидроцилиндра либо
1. Не отрегулировано положение тормозного ку-
лачка (для путевых дросселей)
2. Застрял в открытом положении обратный кла-
пан путевого дросселя или сломалась его пру-
жина
3. Воздух в гидроцилиндре
Застрял в нажатом положении тормозной зо-
лотник или сломалась его пружина. Разгружен
насос быстрых ходов.
Заклииивание золотника дросселя или поломка
одной из его пружин
неодинаковая скорость
344
Продолжение табл. 41
Возможные причины неисправности и указания
Неисправность по их устранению i
! \ 1 2
пере^щения в обе
стороды (при примене-
f нии дросселей с регу-
лятором ЗУ4391, встра-
I иваемых в трубопро-
i вод)
*
8. Скорость перемеще-
ния гидроцилиндра ве-
лика и не поддается
регулировке (при при-
менении дросселей
ЗУ4392 и ЗУ4394 с об-
! ратным клапаном,
встраиваемых в тру-
бопровод)
Заклинивание обратного клапана или поломка
его пружины
9. Наружные утечки
( масла между крышка-
ми и корпусом гидро-
| цилиндра
10. Наружные утечки по
штоку гидроцилиндра
1. Разрыв уплотняющих колец
2. Перекос при затяжке крышек
1. Износ уплотнений штока
2. Появление на штоке задиров в виде продоль-
ных рисок
Неисправности гидропанелей подачи и их причины
Таблица 42
• к I Неисправность * Причина неисправности Тип гидропанели, в ко- торой возможно по- явление указанных не- исправностей (знак 4- указывает возмож- ность неисправности)
4У4222 4У4242 5У4222 5У4242 ЗУ4245 5У4245 5У4255
1 * 2 3 4 5
i 1. При нажатии элек- трокнопки «Вперед» силовой узел не идет вперед; при нажатии электрокнопки «Назад» или получении этой ' команды от путевого 1. Не включился соответству- ющий электромагнит (подво- да либо отвода) 2. Застрял соответствующий золотник управления (подво- да либо отвода) 1 "1" -4- 1 —|—•
345
Продолжение1 табл. 42
Неисправность Причина неисправности Тип гидропанелж в ко Г торой возможно по- г явление указанных не- L исправностей /знак 4 указывает возмож- ность неисправности)
4У4222 4У424Й 5У4222 5У4242 ЗУ424; . 5У424; 5У425£ '
1 2 3 4 5
* конечного выключате- 3. Застряли в открытом поло- ** 1 ~ 0 —
ля или от реле давле- жении предохранительные 1 /
ния силовой узел не клапаны d
идет назад 4. Большое трение в системе: 1 ' 1
плунжер гидравлического переключения — реечная пе- редача — распределительный золотник ь 1
5. Утечки масла:
а) из-под фланца, закрыва- — —»
V ющего плунжер гидрав- лического переключения; 1 Si
* б) из-под фланца, закрыва- (
ющего полость распредели- тельного золотника; I. г
в) в трубопроводе (гидропа- —н* +
нели); г) мимо фиксатора (при от- 1 “ 1 1 к
воде — также и мимо поршня механизма отво- ►
t да) i ।
6. Не создается давление, до-
статочное для перемещения распределительного золот- ника:
а) из-за осадки или поломки II" 1 — - 1
пружины подпорного кла- пана; /
б) из-за осадки или поломки |
пружины предохранитель- ного клапана насоса быст- * к
рых ходов »
7. Застрял фиксатор или пор* I" 1 —
шень механизма отвода
8. Застрял во включенном по- J
ложении золотник управле- ния рабочей подачей (толь- ко при отводе) •
346
Продолжение табл. 42
AMS'
i
I
Неисправность
Причина неисправности
Тип гндропанели, в ко- торой возможно по- явление указанных не- исправностей (знак 4 уназывает возмож- ность неисправности)
4У4222 4У4242 5У4222 5У4242 ЗУ4245 5У4245 5У4255
3 4 5
2. При отпускании элек-
трокнопки «Вперед»
силовой узел останав-
ливается или движется
со скоростью рабочей
подачи
3. Силовой узел не пере-
ключается на рабочую
подачу, а продолжает
быстро двигаться впе-
ред
4. Не включается реле
давления при работе
силового узла на упоре
5. При включении элек-
тромагнита отвода си-
ловой узел останавли-
вается или отходит
медленно
6. Силовой узел не оста-
навливается на упоре
«Стоп»
9. Заклинивание распредели-
тельного золотника в поло-
жении «Стоп» вследствие
большого износа или отжи-
ма гидравлического упора
«Стоп» и ролика распредели-
тельного золотника (только
при пуске)
1. Застрял фиксатор
2. Осадка или поломка пружи-
ны фиксатора
3. Происходит гидравлический
зажим фиксатора вследствие
высокого давления холостого
хода головки
1. Сбился вверх рычаг пере-
ключения панели
2. Застрял во включенном по-
ложении пусковой золотник
управления или сломалась
его пружина
3. Застрял распределительный
золотник или сломалась его
пружина
Большие внутренние утечки
масла в гидропанели и гид-
роцилиндре подачи, равные
или большие, чем расход
масла через дроссель рабо-
чей подачи при давлении
настройки предохранительно-
го клапана насоса рабочей
подачи
1. Застрял в открытом положе-
нии дозирующий клапан
2. Застрял в открытом поло-
жении предохранительный
клапан насоса быстрых хох
дов или насоса подач
1. Застрял золотник управле-
ния отвода, сломалась или
ослабла его пружина
2. Застрял распределительный
золотник
1
34
Таблица 43
Неисправности элементов гидроаппаратуры, встраиваемых /
в гидропанели, их причины и способы устранения.
Неисправность Возможны причины неисправности и указания по их устранению
1 2
А. П редох рачительные клапаны
1. Отсутствует давление
в гидросистеме
2. Давление в гидроси-
стеме нестабильно.
Клапан сбрасывает и
потом вновь медленно
набирает давление
3. Резкие колебания дав-
ления. Шум при рабо-
те. Клапан не создает
необходимого давле-
ния
1. Полное засорение демпфирующего отверстия
2. Заедание золотника клапана в открытом поло-
жении
3. Утечки масла в золотнике или трубопроводе:
разгрузки насоса. Необходимо заглушить раз-
грузочное отверстие пробкой; в случае появле-;
ния давления устранить утечки в системе раз- ;
грузки .
4. Попадание посторонних предметов под шарик. t
Необходимо снять и промыть шарик и седло <
5. Износ и забоины на шарике ;
6. Заедание направляющей шарика (шарик не
находится под воздействием пружины). Необ-;
ходимо снять направляющую и проточить по
диаметру
7. Ослабление пружины шарикового клапана
1. Поломка пружины шарикового клапана или
золотника
2. Частичное засорение демпфирующего отвер-J
стия
г,
3. Повышенное трение между золотником и кор- •
пусом из-за перекоса торцов или искривления
пружины золотника. Необходимо подшлифовать!
торцы пружины перпендикулярно ее оси или!
заменить искривленную пружину
4. Гидравлический односторонний поджим золот-
ника в радиальном направлении из-за неравно-
великости открывающихся канавок, скола края >
проточки или некруглости отверстия в корпусе
(эти дефекты изготовления выявляются на но- >
вых, ранее не работавших клапанах). Необхо-
димо сменить клапаны
5. Значительный износ кромки отверстия седла
шарика. Необходимо сменить седло
1. Попадание воздуха в масло, поступающее к
клапану
2. Фактический расход масла через клапан зна-
чительно превышает рекомендуемый расход
3. Значительный износ корпуса и золотника и об-,
разование зазора в месте перекрытия Ь
М8
Продолжение табл. 43
• Неисправность
Возможные причины неисправности и указания
по их устранению
1 2
4. Осадка пружины шарикового клапана
5. Размыв кромки отверстия седла шарикового
клапана по форме эллипса
6. Износ и забоины на шарике
7. Утечки масла ^в золотнике или трубопроводе
разгрузки насоса
При повышении дав-
ления в гидросистеме
клапан не сливает
масло
1. Заедание золотника клапана в закрытом поло-
жении
2. Заедание золотника клапана из-за теплового
расширения при значительном перегреве масла
в гидросистеме
3. Пружина шарикового клапана сжата до пол-
ного прилегания смежных витков
4. Засорилась или перекрыта линия отвода масла
после шарика в бак
Б, Редукционные клапаны, предназначенные для
понижения давления в гидросистеме
5. Клапан не понижает
давления. С увеличе-
нием давления до кла-
i пана оно растет и
после клапана
i
< 6. Давление после кла-
f пана не понижается
; или понижается недо-
статочно
7. Величина пониженно-
го давления непосто-
янна
1. Регулирующая пружина затянута слишком
туго или сжата до полного прилегания смеж-
ных витков
2. Золотник клапана заедает в открытом положе-
нии
3. Засорилась или перекрыта линия отвода масла
после шарика в бак
1. Осадка или поломка регулирующей пружины
2. Засорение демпфирующего отверстия в золот-
нике
3. Между шариком и седлом попала грязь
4. Значительный износ или забоины на шарике
5. Осадка или поломка пружины золотника.
6. Золотник клапана заедает в закрытом поло-
жении
1. Туго перемещается золотник клапана
2. Частичное засорение демпфирующего отвер-
стия
3. Износ шарика или кромки отверстия седла.
4. Перекос торцов или искривление регулирую-
щей пружины
349
Продолжение табл. 43
Неисправность Возможные причины неисправности и указания по их устранению
1 2
В. Регуляторы скорости
8. Отсутствует или слиш-
. ком мала рабочая по-
дача силового узла
9. Скорость рабочей по-
дачи силового узла
падает под нагрузкой
10. Постепенное умень-
шение скорости рабо-
чей подачи ' силового
узла в процессе рабо-
ты (при неизменной
нагрузке)
11. Скорость рабочей по-
дачи непостоянна
1. Засорился фильтр перед дросселем (при этом
рабочая подача не поддается регулированию)
2. Засорилась регулирующая щель в дросселе.
3. Ослабла пружина редукционного или дози-
рующего клапана. Необходимо проверить пе-
репад давления через дроссель, поддерживае-
мый редукционным
(перепад давления
1,5—3,5 бара); при
пружину.
4. Заедание золотника
coca или большая его часть, сливается в бак
1. Повышенные утечки в редукционном или дози-
рующем клапане вследствие заедания
ка клапана в открытом состоянии или
вие засорения клапана
2. Пружина клапана сжата до полного
ния смежных витков
3. Повышенные утечки в насосе, мимо
ний поршня или в трубопроводе
1. Засорение щелей дросселей и клапанов вслед-
ствие загрязненности масла смолистыми веще-
ствами или другими примесями
2. Засорение фильтра
3. Понижение вязкости
1. Заедание золотника
рующего клапана
2. Частичное засорение
3. Перекос торцов пружины
4. Засорение или частичное перекрытие канала
соединяющего полость пружины клапана с по-
лостью после дросселя
или дозирующим клапаном
должен быть в пределах
необходимости — заменить
клапана; все масло от на-
золотни-
вследст-
прилera-
уплотне-
масла при его нагреве
редукционного или дози-
отверстия демпфера
Г. Клапан противодавления с обратным клапаном
12. Противодавление от-
сутствует или слиш-
ком мало
13. Противодавление ве-
лико и регулировке не
поддается
1. Осадка или поломка пружины золотника кла-
пана противодавления
2. Заедание золотника клапана противодавления
или золотника обратного клапана в открытом
положении
Заедание золотника клапана противодавления в
закрытом положении
i
350
• ч
Продолжение табл. 43
I
Неисправность
Возможные причины неисправности и указания
по их устранению
1
2
14. При отводе силового Заедание золотника обратного клапана в закры
узла масло не посту- том положении
пает в цилиндр через
обратный клапан
Д. Электромагнитный золотник управления гидропанели подачи
15. При включении элек-
тромагнита команда
управления не подается
(поток масла не по-
ступает через золот-
ник)
16. Линия управления не
разгружается на бак
при выключенном
электромагните (воз-
можно появление
утечки из-под толка-
теля)
17. При подаче электри-
ческой команды по
циклу золотник не
срабатывает. При на-
жатии на сердечник
электромагнита вруч-
ную команда подается
1. Недостаточный ход золотника: не хватает
хода сердечника электромагнита из-за слишком
короткого толкателя. Концы толкателя раскле-
пались
2. Отсутствие давления в линии подвода к золот-
нику
1. Осадка или поломка возвратной пружины зо-
лотника
2. Заедание золотника в положении «Включено»
3. Заедание толкателя в положении «Включено»
4. Засорение дренажных отверстий в золотнике
Сгорела катушка электромагнита или произошел
обрыв цепи
Е, Реверсивные золотники распределительных
гидроаппаратов притычного исполнения
18. Поток масла не ре-
версируется
19. Поток масла ревер-
сируется, но имеются
значительные утечки в
золотнике
1. Заедание реверсивного золотника вследствие:
а) засорения;
б) недостаточности зазора между корпусом и зо-
лотником;
в) пережима корпуса крепежными болтами;
г) неплоскостности поверхности монтажного пла-
тика
2. Осадка или поломка возвратной пружины зо-
лотника
3. Отсутствие давления в линии управления
4. Неисправность золотника управления
1. Значительный износ корпуса и золотника
2. При реверсировании золотник перемещается
не на полный ход и величина перекрытия мала
вследствие того, что:
351
Продолжение табл:. 43
Неисправность
20. Поток масла ревер-
сируется только при
малых давлении и рас-
ходе
Возможные причины неисправности и указания
по их устранению
а) сбился толкатель электромагнита золотника
управления;
б) недостаточен ход сердечника электромагнита; ’
в] мала величина давления управления;
г) реверсивный золотник заедает в корпусе в j
конце хода; <
д) поломана или ослабла возвратная пружина <
золотника (в трехпозиционных золотниках)
1. Чрезмерно велик расход масла через золотник
2. Снижение силы электромагнитов из-за падения
напряжения в электросети;
3. Гидравлическое защемление реверсивного зо-
лотника из-за радиальной неуравновешенности
вследствие:
а) раковин или задиров на торцах маслораспре-
делительных проточек корпуса;
б) забоин на рабочей поверхности золотника;
в) неравномерности ширины разгрузочных капа- ?
вок по периметру золотника j
При устранении неисправностей следует иметь в виду, что
в случае остановки станка или автоматической линии вследст-
вие падения давления в гидросистеме, а также в случае, если
для перемещения механизмов требуется давление масла зна-
чительно более высокое, чем указано в гидросхемах, не реко-
мендуется увеличивать давление регулировкой предохрани-
тельного клапана^ Необходимо установить и устранить причину
падения или повышения давления в гидросистеме, после чего
вновь запустить станок или автоматическую линию в работу»
ЛИТЕРАТУРА
1. Б а шт а Т. М. Гидравлические следящие приводы. Машгиз, I960.
2. Б а ш т а Т. М. Конструкция и расчет гидропневматических аккумуля-
торов. «Станки и инструмент», № 8, 1958.
3. Байта Т. М. Машиностроительная гидравлика. Машгиз, 1963.
4. Брэйтшпрехер У. О. Насосы переменной производительности и ме-
тоды управления ими, сб. «Промышленная гидравлика в США».
НИНТИМАШ, 1962.
5. Брон Л. С. Статьи по гидравлическому приводу агрегатных станко»
и автоматических линий. «Станки и инструмент», № 8, 1962 г. и № 1, 1964.
6. Брон Л. С., Тартаковский Ж. Э. Гидравлический привод сило-
вых узлов агрегатных станков за рубежом. «Станки и инструмент», № 4,
1963.
7. Брон Л. С., Тартаковский Ж. Э. Станочное гидрооборудование.-
за рубежом. ЦИНТИАМ, 1963,
8. Брон Л. С., Цуханова Е. А. Исследование гидропривода транс-
портных устройств автоматических линий, сб. «Новое в пневмогидравлической
автоматике». АН СССР, 1962.
9. Владзиевский А. П. Автоматические линии в машиностроении.
Машгиз, 1958.
10. Генин В. Б. Подвижной стол для агрегатных станков. ЦИТЭИН,
вып. М60—10/4, 1960.
11. Гольдин М. М., Зуев В. Д., Пинус Л. А., Пономарев В. Ф„
Чернышев В. Е., Наладка и эксплуатация автоматических линий из нор-
мализованных узлов. Изд. «Машиностроение», 1965.
12. Дащенко А. И. О влиянии конструкции узлов на производитель-
ность агрегатных полуавтоматических станков. «Вестник машиностроения»,
№ 10, 1960.
13. Ермаков В. В. Основы расчета гидропривода. Машгиз, 1951.
14. Зайченко И. 3., Васильев Н. В. Исследование и расчет новых
конструкций дросселей. «Станки и инструмент», № 7, 1960.
15. 3 а йченко И. 3., Мышл евский Л. М. Лопастные насосы и гидро-
моторы. Изд. «Машиностроение», 1964.
16. Лещенко В. А. Гидравлические следящие приводы для автомати-
зации станков. Машгиз, 1962.
17. Лурье Б. Г., О ш е р Р. Н. Масла, обеспечивающие равномерность
подач столов станков. «Станки и инструмент», № 7, 1960.
18. Поливанов П. М., Осмоловский Ф. А., Тартаков-
ский Ж- Э. Нормализованные узлы зажимных приспособлений агрегатных
станков. «Станки и инструмент», № 5, 1962.
19. Поливанов П. М., Осмоловский Ф. А., Тартаков-
ский Ж. Э. Нормализованные транспортные устройства автоматических ли-
ний для обработки корпусных деталей. ЦИТЭИН, вып. Т-60-3/2, 1960.
20. Рябко X. Г. и др. Малые агрегатные станки. Машгиз, 1960.
21. Цуханова Е. А. «Расчет тормозных устройств гидропривода авто-
матических станков и линий по заданному закону торможения». ГОСИНТИ
№ 20-63-531/14, 1963.
353Д
22. ЭНИМС и станкозавод им. С. Орджоникидзе (Кудинов В. А., Коро-
бочкин Б. Л. и др.). Исследование динамики перемещения рабочих органов
станка при гидроприводе, 1960.
23. Эрнст В. Гидропривод и его промышленное применение, пер. с англ.
.Машгиз, 1963.
24. Эрпшер Ю. Б. Надежность и структура автоматических станочных
систем. Машгиз, 1962.
25. Ш в а р ц м а н С. Е. Приспособление к станкам глубокого сверления
для автоматического управления работой сверла. Авторское свидетельство
СССР № 117279 от 6/XI—59 г.
26. Каталог-справочник «Гидравлическое оборудование для металлообра-
батывающих станков и автоматических линий», ч. I, II и III. ЦИНТИАМ,
1963—1964.
27. Каталоги фирм Виккерс (США, Англия), Кросс (США), Геллер (ФРГ)
•« др.
28. Product Engineering, II, 1963.
29. Hudraulic & Pneumatics, July, 1961.
30. Hudraulic & Pneumatic Power & Control, Febr, 1963.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр-
Предисловие ........................................... .... * 3
Глава I. Масла, трубопроводы, насосы и уплотнения
1. Масла для гидросистем.................. . • . . . 5
2. Трубопроводы...........................................
3. Насосы . ..................................* * о
4. Уплотнения . .......................................27
Глава II. Основы проектирования и элементы гидросистем
агрегатных станков и автоматических линий
1. Методы регулирования скорости движения механизмов . . 32*
2. Методы осуществления быстрых перемещений . . . . 55-
3. Методы контроля и управления последовательностью операций
гидрофицированных механизмов................................65-
4. Параллельная и последовательная работа нескольких гидро-
цилиндров . . . 68
5. Гидравлические распределительные золотники................75
6. Элементы гидравлической аппаратуры, встраиваемые в гидро-
панели и трубопроводы.......................................89й
7. Гидравлические цилиндры........................ . . .101
Глава III. Гидравлические приводы механизмов подачи НО
1. Компоновка и выбор типов гидроприводов подачи . . . .110
2. Обеспечение стабильности скорости рабочей подачи силовых
узлов.......................................................115
3. Устойчивость движения механизмов подачи ..... 122
4. Влияние сжимаемости масла на работу гидроприводов меха-
низмов подачи........................................ . .127
5. Гидроприводы подачи самодействующих силовых головок . 132'
6. Гидроприводы подачи несамодействующих силовых узлов
с дистанционным электрическим управлением..................149*
7. Гидроприводы подачи силовых головок пинольного типа . .174
8. Гидроприводы подачи силовых головок для глубокого сверле-
ния отверстий . . . ........................... -185-
9. Гидравлическое уравновешивание вертикальных силовых голо-
вок .......................................................194
Глава IV. Станции гидропривода и гидравлическая аппаратура
1. Станции гидропривода силовых узлов агрегатных станков . 197’
2. Станции гидропривода вспомогательных устройств автоматиче-
ских линий . . ....................................20И
3. Распределительная и контрольно-регулирующая гидроаппара-
тура притычного исполнения . ....................... 208'
355
Стр.
Глава V. Тепловой расчет гидросистем
1. Источники выделения тепла............................... 222
2. Определение минимально необходимой емкости гидробаков . 223
3. Расчет водяных теплообменников . . . . ' . . . . 228
4. Определение потребного объема масла в гидробаках . . . 231
Глава VI. Гидравлические приводы вспомогательных устройств
агрегатных станков и автоматических линий
1. Гидроприводы зажимных устройств . ....................235
2. Разгон и торможение гидрофицированных механизмов . . 252
3. Гидропривод подвижных делительных столов агрегатных стан-
ков ..................................................... 268
4. Гидроприводы шаговых транспортеров автоматических линий 271
5. Гидроприводы поворотных устройств....................... 274
6. Гидроприводы прочих вспомогательных устройств автоматиче-
ских линий..............................................283
Глава VII. Гидравлические приводы автоматических линий
1. Выбор типа гидропривода..............................287
2. Децентрализованный гидропривод.......................290
3. Централизованный гидропривод ......... 294
4. Быстродействие электрогйдравлических приводов .... 304
Г лава VIII. Обеспечение работоспособности гидроприводов
агрегатных станков и автоматических линий
1. Требования к проектированию гидросистем...................311
2. Требования к изготовлению, сборке, монтажу, наладке и экс-
плуатации узлов гидравлического оборудования . . . . 317
3. Испытания узлов гидроаппаратуры..........................321
4. Испытания насосов . 330
5. Испытания гидроцилиндров.................................332
6. Испытания гидроприводов подачи силовых узлов . •» . . . 334
7. Неисправности, встречающиеся в процессе отладки и эксплуа-
тации гидравлических приводов, их причины и способы
устранения............................................... 338
Литература....................................................... 353
«
Технический редактор А. Ф. Уварова
Переплет и с/обложка художника Ю. И. Соколова Корректор А. П. Озерова
* III»* —— II । 1»^। I I—
Сдано в производство 7/11 1966 г. Подписано к печати 6/Х 1966 г. T-1269S
Тираж 15 500 экз. Печ. л. 22,25 Бум. л. 11,13. Уч.-изд. л. 23,0 Формат бОХЭО1^
Бумага № 1 Темплан 1966 г., № 182 Цена 1 р. 46 к. Зак. № 154
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ».Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3.
Московская типография № 6 Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
Москва, Ж-88, 1-й Южно-портовый пр., 17.