/
Автор: Васильев Б.П.
Теги: общее машиностроение технология машиностроения машиностроение прессы гидравлика детали машин
Год: 1966
Текст
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
ПРЕССЫ
НЕКОТОРЫЕ КОНСТРУКЦИИ
И РАС ЧЕТЫ
Под редакцией инж. Б, П. ВАСИЛЬЕВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
Москва 1966
УДК 621 226
В книге рассмотрены конструкции некоторых совре-
менных гидравлических прессов различного технологи-
ческого назначения и их схемы управления. Дано опи-
сание новых гидравлических и электрических устройств
для управления и контроля работы прессов. Рассмотре-
ны некоторые вопросы теории и расчета различных гид-
равлических приводов прессов. Изложен метод расчета
гидравлических следящих систем позиционного управ-
ления исполнительными механизмами и регуляторов
скорости с механической обратной связью. Приведены
материалы по исследованию напряженного состояния
базовых деталей прессов.
Книга предназначена для инженерно-технических
работников машиностроения, связанных с конструиро-
ванием и эксплуатацией гидропрессового оборудования,
и может быть использована студентами, специализи-
рующимися в данной области.
3—12—3
21,9
Рецензент июл. А. И. Зандберг
ОТ РЕДАКТОРА
В книге помещены наиболее интересные материалы, накоп-
ленные новосибирским заводом «Тяжстанкогидропресс»
им. А. И. Ефремова в результате многолетнего опыта проекти-
рования, изготовления и эксплуатации гидропрессового оборудо-
вания. Многие способы автоматизации гидравлических прессов,
изложенные в книге, являются оригинальными разработками,
выполненными на заводе.
В отличие от ранее изданных работ по гидравлическим прес-
сам [20—24, 32, 45] и гидравлическим приводам [2—5, 12, 13, 18,
42] в данной книге основное внимание уделено не типовым эле-
ментам и устройствам, которые достаточно полно освещены
в отмеченных работах, а конструкциям и системам в целом.
Книга написана конструкторами завода. Фамилии авторов,
написавших отдельные разделы книги, указаны в оглавлении.
При подготовке рукописи большую помощь авторам оказали
Н. Т. Деордиев, И. А. Роженко, М. П. Макушин. Фотографии,
помещенные в книге, подготовил к изданию Г. Д. Лигачевский.
♦ ♦
♦
В связи с тем что с 1 января 1963 г. введен в действие ГОСТ
9867—61 на применение Международной системы единиц (СИ)
как предпочтительной, в конце книги дано приложение, в кото-
ром приведены коэффициенты для перевода принятых в книге
единиц в систему СИ.
ВВЕДЕНИЕ
До 1941 г. в общем парке кузнечно-прессового оборудования
страны гидравлические прессовые установки исчислялись еди-
ницами, а изготовлением гидравлических прессов занимались
только два завода.
В настоящее время производством гидравлического прессово-
го оборудования занимаются более десяти заводов и в том чис-
ле такие, как Уралмашзавод, Ново-Краматорский машино-
строительный завод, Новосибирский завод тяжелых станков и
крупных гидравлических прессов, Коломенский завод тяжелых
станков Днепропетровский завод прессов, заводы Оренбургского
объединения «Гидропресс» и др.
Высокие темпы роста производства гидравлических прессов
вызваны резко увеличившимся спросом на них в связи с появле-
нием новых технологических методов и новых отраслей производ-
ства, для которых механические прессы оказались либо мало-
удобными, либо непригодными.
Гидравлические прессы применяются в различных отраслях
промышленности:
при штамповке и прессовании деталей, в том числе труб и
профилей из алюминия и его сплавов, титана и стали, а также
пластмассовых изделий;
при производстве электроизоляционных плитовых материа-
лов, кабелей, фанеры и древесных плит, нафталина;
при изготовлении резиновых деталей и прорезиненных тка-
ней, деталей из металлических порошков, искусственных алма-
зов, а также керамических, металлокерамических, огнеупорных
и дробильных изделий и др.;
при прессовании крупногабаритных угольных и угольно-гра-
фитовых электродов и блоков для электрометаллургии.
В металлообрабатывающей промышленности гидравлические
прессы применяются наряду с механическими прессами при вы-
полнении следующих работ: горячей и холодной листовой штам-
повки, горячего и холодного выдавливания, правки и рихтовки
деталей, прошивки отверстий в цилиндрических заготовках, от-
бортовки и гибки листового и полосового металла, резки листо-
5
вого металла, ломки крупных прокатанных заготовок на мерные
части, монтажно-запрессовочных работ и др.
Диапазон усилий действующих гидравлических прессов охва-
тывает значения от нескольких тонн до 70 000 тс включительно.
Диапазон рабочих скоростей — от десятых долей миллиметра
в секунду до 300 мм!сек. Диапазон длин рабочего хода — от не-
скольких сантиметров до нескольких метров. Диапазон мощно-
стей привода — от нескольких киловатт до нескольких тысяч
киловатт.
Широкий диапазон главных параметров определил существо-
вание двух видов приводов:
1) привод с накоплением энергии в периоды пауз между ра-
бочими ходами — насосно-аккумуляторный привод и насосно-
маховиковый привод;
2) привод без накопления энергии — насосный привод.
Каждый из названных приводов, в свою очередь, имеет не-
сколько разновидностей: мультипликаторный привод, много-
цилиндровый привод с выборочным включением цилиндров,
мультипликаторный многоцилиндровый привод и др.
В настоящее время в промышленности наряду с простейшими
гидравлическими прессами действуют сложные автоматизиро-
ванные линии машин, в которых гидравлический пресс занимает
центральное место (например, автоматические линии для изго-
товления труб и профилей из алюминиевых сплавов, для изго-
товления биметаллической проволоки, для выделения нафтали-
на из каменноугольной смолы и ряд других).
Применение механических прессов характерно для техноло-
гических процессов, требующих ограниченных усилий и ограни-
ченного числа операций, выполняемых прессом при изготовлении
изделия.
Гидравлические прессы применяют в тех случаях, когда не-
обходимо обеспечить одно или несколько условий из числа сле-
дующих: а) большое усилие на большой длине хода; б) постоян-
ную или изменяющуюся по заданному закону скорость прессо-
вания; в) выдержку изделия под давлением; г) сложную
циклограмму технологического процесса.
Практически перечисленные условия возникают иногда от-
дельно, но чаще совместно, в тех или иных комбинациях. Оче-
видно, что число этих возможных комбинаций равно числу соче-
таний из четырех элементов, взятых по одному, по два, по три
и по четыре, и в сумме оно равно пятнадцати. Таким образом,
число случаев, благоприятствующих выбору гидравлического
пресса, значительно превышает число случаев, при которых це-
лесообразнее выбрать механический пресс.
Если механические прессы были созданы в свое время для
обработки металла и сейчас редко применяются в других обла-
стях производства, то гидравлические прессы за короткое время
6
широко внедрились не только в область металлообработки, но
и в ряд других перечисленных ранее производств.
Преимущества гидравлических прессов по сравнению с меха-
ническими в следующем:
1. Большие возможности получения высоких усилий.
2. Простые средства управления скоростями движения сило-
вых исполнительных механизмов.
3. Простые средства передачи движения и энергии от одного
источника ко многим отдельно расположенным силовым испол-
нительным механизмам.
Рассмотрим подробнее эти особенности гидравлических
прессов.
1. Реализация большого усилия требует большого передаточ-
ного числа от электродвигателя к рабочему органу пресса и со-
ответствующей прочности деталей, передающих движение и вос-
принимающих силы. Если пресс механический, то необходимое
передаточное число обеспечивается силовыми зубчатыми коле-
сами, что сразу же вносит серьезные конструктивные и производ-
ственные ограничения в возможности его увеличения. Для гид-
равлического пресса аналогом передаточного числа является
отношение площади рабочего поршня (плунжера) пресса к пло-
щади поршня (плунжера) насоса. Ясно, что в этом случае воз-
можности увеличения передаточного числа практически неогра-
ниченные.
Так, например, для гидравлического пресса передаточное
число в несколько тысяч — обычный случай, в то время как для
механического пресса передаточное число в несколько сотен —
редкий случай. Для механического пресса лимитирующими по
прочности деталями являются зубчатые колеса, коленчатые ва-
лы, шатуны. Для гидравлического пресса таковыми являются
неподвижные детали станины (колонны, траверсы). Ясно, что
и в этом смысле возможности получения высоких усилий у гид-
равлических прессов существенно большие.
2. В механических прессах скорость главного движения мо-
жет регулироваться только применением сложных и дорогих
электрических или электромеханических регулируемых приво-
дов, и именно поэтому конструкции механических прессов с регу-
лированием скорости главного движения не получили распрост-
ранения. В гидравлических прессах эта задача легко решается
либо применением насосов с регулируемой производительностью,
либо дроссельным регулированием.
3. Передача движения и энергии к исполнительным механиз-
мам средствами механики требует кинематических цепей с муф-
тами, подшипниками, валами. Передача движения и энергии
средствами гидравлики разрешается за счет трубопроводов, т. е.
без заметных усложнений обеспечиваются возможности любого
взаимного расположения исполнительных механизмов.
7
Необходимо отметить также, что регулирование скорости и
передача энергии от одного источника ко многим исполнитель-
ным механизмам осуществляются одинаково просто как при ма-
лых, так и при больших усилиях пресса.
К числу существенных недостатков гидравлических прессов
в сравнении с механическими прессами в настоящее время мож-
но отнести следующие: более низкий к. п. д., более сложное и
дорогое обслуживание.
Следовательно, в тех случаях, когда технологическая задача
легко решается применением механического пресса, применять
гидравлический пресс не следует.
Нет сомнения, что в ходе совершенствования привода и си-
стем управления гидравлических прессовых установок эти недо-
статки будут изжиты. Уже в настоящее время разработан ряд
приемов и методов, направленных на решение этих задач. Не-
которые из них рассмотрены в данной книге.
Глава I
КОНСТРУКЦИИ И СХЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
1. МАЛОГАБАРИТНЫЙ ПРЕСС ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ОБЪЕМНОЙ ШТАМПОВКИ
|-< НАСТОЯЩЕЕ время в транспортном машиностроении ши-
роко применяются тонкостенные оребренные плиты (панели)
из легких сплавов, изготовленные методами пластической дефор-
мации. В ряде случаев требуются панели, имеющие значитель-
ную площадь и сложную конфигурацию (дверцы, крышки люков,
рамы для крепления различных агрегатов.и др.).
Удельные давления, необходимые для штамповки таких де-
талей, составляют от 1000 до 5000 кгс!см2.
Для производства названных деталей были изготовлены гид-
равлические прессы, способные развивать очень высокое усилие.
До периода, предшествовавшего освоению производства таких
деталей, усилие пресса 5000—10 000 тс считалось очень вы-
соким.
В настоящее время имеются отечественные конструкции
прессов усилием 15 000, 30 000 и 70 000 тс.
Характерны два этапа в создании этих прессов отечествен-
ной промышленностью. Первый этап — разработка конструкций
многоцилиндровых колонных прессов, работающих при давле-
нии жидкости 320—450 кгс1см2. Второй этап — разработка кон-
струкций одноцилиндровых прессов, работающих при давлении
жидкости 1000 кгс!см2 и имеющих не колонную, а рамную ста-
нину. Сведения о конструкциях и технических характеристиках
многоцилиндровых колонных прессов высокого усилия (от 22 500
до 68 000 тс), изготовленных зарубежными фирмами, приведены,
например, в следующих литературных источниках [31], [34],
[46], [47].
Рассмотрим несколько данных, взятых из этих источников и
относящихся к трем различным прессам усилием 31 500 тс. Фак-
тические цифры в каждом отдельном случае отличаются от при-
9
веденных осредненных значений всего на несколько процентов
(менее 10%):
Габаритные размеры в мм:
стола (длина X ширина)............... 7000x3500
пресса в плане................... 12 000x7000
Ход подвижной траверсы в мм.......... 1500
Высота пресса над уровнем пола в мм . 12000
Общая высота пресса в мм............. 25 000
Вес пресса в tn...................... 6000
Первый отечественный многоцилиндровый колонный пресс
усилием 30 000 тс (изготовитель — Уралмашзавод) имеет пока-
затели, близкие к названным. Приведенные цифры в сопоставле-
нии с цифрой потребного удельного давления на штампуемую
деталь обнаруживают значительное несоответствие площади сто-
ла прессов максимально возможной (при данном усилии прес-
сов) площади штампуемой детали. Так, площадь стола прессов
равна 700-350 = 260 000 см2. Максимальная возможная площадь
штампуемой детали (при потребном удельном давлении
2500 кгс!см2) составляет 30 ^Q10 = 12 000 см2. Цифра удель-
ного давления прессования взята средней из интервала
1000—5000 кгс!см2. Таким образом, площадь стола примерно
в 20 раз превышает площадь штампуемой детали.
Изучение данного вопроса показывает, что это несоответствие
не является случайным. Оказывается, что для колонных прессов,
имеющих две неподвижные и одну подвижную траверсу (обыч-
ная конструктивная схема колонных прессов), размеры в плане
неподвижных траверс определяются площадью, необходимой
для размещения гаек колонн и рабочих цилиндров. При этом
площадь подвижной траверсы не может быть меньше площади,
занимаемой торцами рабочих плунжеров, т. е. мало отличается
от площади неподвижных траверс. Оказывается также, что при
размещении нескольких цилиндров, работающих при давлении
до 450 кгс/см2, и гаек колонн, в сумме воспринимающих силу
30 000 тс, невозможно намного сократить размеры траверс прес-
са по сравнению с приведенными выше значениями.
Естественно предположить, что одноцилиндровая конструк-
тивная схема пресса, которая позволит существенно сократить
площадь его траверс, более целесообразна. Однако размеры ци-
линдра, развивающего силу 30 000 тс при давлении жидкости до
450 кгс!см2, оказываются на пределе возможностей современного
металлообрабатывающего оборудования и транспорта. Таким
образом, приведенные размеры стола этих прессов обусловлены
в основном возможностями, вытекающими из их конструктивных
схем, а не из технологических потребностей.
На втором этапе создания отечественных прессов больших
усилий с целью сокращения размеров, веса и стоимости машины
10
было значительно увеличено давление жидкости в рабочем ци-
линдре. Это дало возможность вернуться к одноцилиндровой
схеме. Изменилась и конструкция станины. В одном случае (пресс
усилием 15000 тс) станина представляет собой цельносварную
цилиндрической формы деталь, что позволило очень существенно
сократить габаритные размеры пресса. В другом случае (пресс
усилием 30000 тс) станина выполнена в виде сборной рамы,
связанной термически затянутыми колоннами. Это позволило по-
высить напряжения в колоннах и обеспечить достаточную жест-
кость конструкции при значительно меньших габаритных разме-
рах по сравнению с многоцилиндровыми колонными прессами.
Конструкции этих прессов созданы работниками ВНИИМЕТ-
МАШа и конструкторами Ново-Краматорского машинострои-
тельного завода Ч С конструктивными подробностями этих, ма-
шин можно ознакомиться в статьях Ю. П. Кузько [14] и
В. А. Новоселова [25].
Краткая характеристика одноцилиндровых прессов
15 000 тс 30 000 тс
Наибольшее давление жидкости в главном
цилиндре:
в кгс/см* .............................. 1000 1000
в Мн/м*................................. 98 98
Ход ползуна в мм........................... 250 350
Допустимый расчетный эксцентрицитет при
полном нагружении пресса в мм........... 150 150
Габаритные размеры пресса в плане в мм. . Q3800 4750x3750
Подштамповая высота в мм................ — 1550
Высота пресса над уровнем пола в мм . . . 3400 5000
Общая высота пресса в мм.................. 7850 11 350
Вес пресса с выдвижным столом, гидравли-
ческой аппаратурой и комплектующими
вспомогательными узлами:
в тс..................................... — 1368
в кн..................................... — 13 400
По сравнению с многоцилиндровыми колодными прессами та-
кого же усилия эти прессы имеют значительно меньшие габарит-
ные размеры. Вес же пресса усилием 30 000 тс удалось умень-
шить почти в 5 раз.
Уместно отметить, что стоимость пресса примерно пропор-
циональна его весу, а абсолютная цифра стоимости каждой ты-
сячи тонн веса прессового оборудования составляет около
1 млн. руб. Все это дает внушительный технико-экономический
эффект. Следует заметить, что принятые для рассмотренных
прессов длины хода ползуна (250 и 350 мм) желательно увели-
чить с целью расширения их технологических возможностей. Но
1 Разработка конструкций отмеченных двух прессов была начата по
инициативе Ю. П. Кузько.
И
это связано с увеличением размеров и веса рабочего цилиндра
до значений, исключающих его перевозку на существующих ви-
дах наземного транспорта. Поэтому пришлось возвратиться
к многоцилиндровым прессам вместо одноцилиндровых и по-
искать новые компоновочные решения, направленные на сокра-
щение размеров и веса многоцилиндровых прессов.
Ниже рассматривается конструкция пресса усилием 30 000 тс
(рис. 1), разработанная конструкторами новосибирского завода
«Тяжстанкогидропресс» им. А. И. Ефремова. Ход ползуна прес-
са увеличен до 800 лш.
Конструктивная схема этого четырехцилиндрового колонного
пресса оказалась конкурентоспособной по отношению к конст-
руктивной схеме одноцилиндрового пресса усилием 30 000 тс
с рамной сборной станиной. Этого удалось достигнуть за счет
своеобразной компоновки рабочих цилиндров и колонн, при ко-
торой рабочие цилиндры 6 размещены не между колоннами,
а охватывают колонны и скользят относительно них при работе
пресса вместе с верхней траверсой 7, в которой они смонти-
рованы. Рабочие плунжеры 2, закрепленные на конических
втулках 5 гайками /, в этой конструкции неподвижны. Кониче-
ские втулки 5 с закаленной поверхностью монтируются в нагре-
том состоянии (до 150—200° С) и при остывании охватывают
колонны с натягом, соответствующим прессовой посадке.
Роль конических втулок большая. Они обеспечивают фикса-
цию плунжера относительно колонны в направлении сверху вниз
без галтелей на колоннах и без непосредственного контакта
плунжера и колонны. Отсутствие галтелей исключает концентра-
цию напряжений, вызываемую формой детали, а отсутствие не-
посредственного контакта плунжера и колонны исключает опас-
ность внесения на колонну концентраторов напряжений в виде
забоин и рисок, вполне возможных при монтаже и демонтаже
плунжеров.
Втулки (в отличие от колонны) можно закалить и обеспечить
таким образом высокую твердость и износостойкость поверхно-
сти, на которой скользят нижние уплотнения рабочих цилиндров.
Следует заметить, что плунжер монтируется в нагретом со-
стоянии. При его остывании возникает натяг между плунжером,
втулкой и колонной, поэтому на верхний резьбовой участок ко-
лонны действует лишь часть усилия плунжера.
Нижний уступ колонны пресса, расположенный над плоско-
стью нижней траверсы, выполнен с переходом, форма и длина
которого исключают концентрацию напряжений. Участок колон-
ны, охватывающий нижнюю траверсу, предварительно напря-
жен за счет затяжки нижней гайки при нагретом состоянии этого
участка колонны.
В связи с отмеченным; пульсация напряжений в этом участке
при работе пресса составляет несколько процентов от величины
12
пульсации, действующей в центральном участке колонны, что
компенсирует вредное влияние концентрации напряжений в резь-
бе колонны и в радиусном переходе на опорной поверхности ее
нижнего уступа.
Рис. 1. Пресс усилием 30 000 тс конструкции новосибирского завода «Тяжстан-
когидропресс» им. А. И. Ефремова:
1 — гайка; 2 — плунжер; 3 — стяжка; 4 — уплотнительные устройства; 5 — втулка;
6 — рабочий цилиндр; 7 — верхняя траверса; 8 — колонна; 9 — сухарь; 10 — уравновеши-
вающий цилиндр; 11 — возвратный цилиндр; 12 — нижняя траверса
Верхняя гайка также термически затянута, и поэтому верх-
няя резьба колонны испытывает незначительную пульсацию на-
пряжений.
Напряжения в верхнем резьбовом участке колонны меньше,
чем в нижнем, на величину силы трения, действующей на поверх-
ности контакта втулки и колонны. Комплекс отмеченных меро*
13
приятий обеспечил возможность нагружения каждой из четырех
колонн силой 8000 тс при практически приемлемых размерах ее
сечения и при напряжениях, обеспечивающих необходимый за-
пас по отношению к пределу выносливости.
В целях упрощения изготовления и транспортировки базовых
деталей пресса нижняя траверса выполнена составной из трех
частей, а верхняя траверса — из двух частей. Вес каждой поло-
вины верхней траверсы равен 80 тс; это самая тяжелая деталь
пресса. Данная цифра еще весьма далека от предельных воз-
можностей современного оборудования, необходимого для изго-
товления этой детали, и значительно ниже цифр, характеризую-
щих наиболее тяжелые детали отмеченных ранее зарубежных
прессов такого же усилия. Это показывает пригодность данной
конструктивной схемы и в случае создания прессов больших уси-
лий. Составные части верхней и нижней траверс связаны терми-
чески затянутыми стяжками и зафиксированы от относительного
перемещения сухарями 9. Жидкость подводится в рабочие ци-
линдры пресса через трубы, размещенные в центральных отвер-
стиях колонн и соединенные с вертикальными отверстиями
в плунжерах.
Рассмотренная конструктивная схема четырехцилиндрового
пресса позволила применять давление жидкости, не превышаю-
щее 320 кгс/см2, и при этом обеспечивать следующие основные
показатели
Наибольшее давление жидкости в главных цилиндрах:
в кгс/см2......................................... 320
в лн/л2......................................... 31,4
Ход ползуна подвижной траверсы в мм................. 800
Допустимый эксцентрицитет нагружения пресса ... Не ограничен
Габаритные размеры пресса в плане в мм........... 6000x6450
Подштамповая высота в мм......................... 2000
Высота над уровнем пола в мм..................... 7200
Общая высота пресса в мм........................... 13 260
Вес пресса с выдвижными столами, подштамповыми
плитами, гидравлической аппаратурой и комплек-
тующими вспомогательными узлами:
в tnc............................................ 1350
в кн.......................................... 13 200
Из сравнения приведенных цифр с цифрами, относящимися
к одноцилиндровому прессу усилием 30 000 тс, видно, что габа-
ритные размеры четырехцилиндрового пресса больше. Высота
прессов, при равных условиях сравнения (одинаковость хода
ползуна и подштамповой высоты), практически одинакова. По
основному критерию (весу) рассматриваемая конструкция ока-
зывается более выгодна.
1 В 1964 г. данный пресс находился в стадии окончания изготовления.
14
Таким образом, и в случае четырехколонной четырехцилинд-
ровой конструкции имеется такая компоновка пресса, которая
позволила при сравнительно низком давлении жидкости
(320 кгс!см2 вместо 450 кгс)см2 для некоторых зарубежных прес-
сов и 1000 кгс!см2 для одноцилиндрового пресса) снизить вес
пресса до величины, соответствующей рассмотренному одноци-
линдровому прессу.
Уменьшение давления в рабочих цилиндрах имеет существен-
ное значение, так как при этом снижаются потери энергии на
сжатие жидкости пропорционально первой степени величины дав-
ления, а потери энергии на внутренние утечки через неплотности
клапанов гидравлической системы — пропорционально второй
степени величины давления.
Величина этих потерь при штамповке деталей, требующих ма-
лого хода (что характерно для рассматриваемых прессов), ча-
сто значительно превышает величину полезной работы деформа-
ции детали. Мощность, расходуемая на компенсацию указанных
потерь, измеряется (в применении к рассматриваемым мощным
прессам) сотнями киловатт. Энергия, теряемая на сжатие1 и
внутренние утечки, разогревает рабочую жидкость, поэтому не-
обходимы системы охлаждения. В связи с отмеченными причи-
нами, а также для увеличения эксплуатационной надежности
гидравлической системы уменьшение давления жидкости являет-
ся весьма полезным.
Анализируя рассматриваемую конструктивную схему четы-
рехцилиндрового четырехколонного пресса, легко выявить факто-
ры, обеспечивающие при ее использовании сокращение габарит-
ных размеров и веса по сравнению с обычными конструктивными
схемами многоцилиндровых колонных прессов, имеющих три
траверсы, из которых одна (схема с движущимся ползуном) или
две (схемы с движущейся рамой) подвижны. Таких факторов
два: 1) совмещение осей колонн, с осями цилиндров; 2) ликвида-
ция третьей траверсы, не являющейся принципиально необходи-
мой для замыкания действующих в прессе сил.
Совмещение осей колонн с осями цилиндров позволяет ис-
пользовать один и тот же участок площади траверсы как для раз-
мещения цилиндра, так и для размещения гайки колонны. Кроме
этого, оно избавляет от необходимости ослабления траверсы
в наиболее нагруженной центральной зоне отверстиями под мон-
таж цилиндров. В результате достигается значительное сокраще-
ние габаритных размеров траверсы в плане и сокращение ее вы-
соты. Сокращение высоты траверсы происходит в результате
1 Энергия, потраченная на сжатие жидкости в цилиндре при рабочем
ходе, в период его разгрузки от давления переходит в кинематическую энер-
гию потока, направляемого в сливной бак, где она затухает, выделив экви-
валентное количество тепла.
15
уменьшения расстояния между колоннами (плечо изгиба) и от-
сутствия отверстий в верхней и нижней полках наиболее нагру-
женной центральной зоны. Действие же второго фактора оче-
видно.
Известно, что вес детали сокращается пропорционально тре-
тьей степени сокращения линейных размеров. Рассматриваемая
конструктивная схема позволила сократить вес пресса в сравне-
нии с известными конструктивными схемами многоцилиндровых
колонных прессов усилием 31 500 тс почти в 5 раз: при этом аб-
солютная цифра сокращения веса составляет более 4000 тс.
При числе рабочих цилиндров пресса больше двух становится
возможной постановка задачи об автоматическом перераспреде-
лении давления жидкости в рабочих цилиндрах таким образом,
чтобы точка приложения равнодействующей силы всех рабочих
цилиндров пресса совпадала с точкой плоскости, в которой при-
ложена равнодействующая сила сопротивления штампуемого
изделия. Если эту задачу решить, то неизбежные при практиче-
ской работе эксцентричные нагружения ползуна пресса станут
безопасными, т. е. не будут влиять на прочность базовых дета-
лей станины пресса, и, кроме того, они не будут влиять на точ-
ность получаемого изделия
В применении к мощным прессам эта задача приобретает осо-
бое значение в связи с тем, что трудности изготовления деталей,
имеющих уникальные размеры, вынуждают сокращать до мини-
мума запасы их прочности. Поэтому соответственно приходится
сокращать до минимума и значения допустимых эксцентрици-
тетов. Поскольку выход фактического эксцентрицитета приложе-
ния нагрузки при прессовании из допустимой зоны приведет
к поломке пресса и поскольку эта допустимая зона мала, возни-
кают ограничения, исключающие в ряде случаев обработку де-
талей, прессование которых сопровождается заметными «блуж-
даниями» эксцентрицитета приложенной нагрузки.
Деталь, представленная на рис. 2, иллюстрирует высказанное
положение о блуждании эксцентрицитета нагрузки в процессе
прессования. На большей части пути ее прессования равнодей-
ствующая сил сопротивления близка к центру детали. На завер-
шающей стадии прессования эта равнодействующая начинает
отклоняться влево тем интенсивнее, чем ближе конец прессова-
ния. Можно привести и более яркие примеры.
Пусть при полном усилии пресса Р допустимый эксцентрици-
тет равен е. Тогда прессование детали, характеризующейся блуж-
1 В случае двухцилиндрового пресса область возможного решения такой
задачи ограничивается линией, соединяющей точки пересечения осей колонн
с плоскостью стола, и поэтому противодействовать эксцентрицитетам, не
совпадающим с направлением этой линии, можно лишь в ограниченной сте-
пени. В применении к одноцилиндровому прессу возможность использования
этого метода вообще исключается.
16
данием эксцентрицитета, возможно на данном прессе только
в том случае, если кривая (рис. 3), описываемая при прессова-
нии концом переменного вектора Ptett может целиком уместиться
внутри круга с радиусом Ре и центром на оси пресса. Если кри-
вая, описываемая концом вектора Pteti имеет хоть одну хорду,
большую 2Ре, то никакой центровкой штампа невозможно до-
биться выполнения неравенства Pt^t < Ре в каждый момент прес-
сования и, следовательно, такую деталь на данном прессе обра-
батывать невозможно. Все это мож-
но установить, располагая соответ-
ствующей аппаратурой L
Все вышеизложенное достаточно
полно определяет важность постав-
ленной задачи и ее практического
решения, которое позволит снять
рассмотренное ограничение, увели-
Рис. 2. Деталь с «блу-
ждающим» центром
сил сопротивления
деформированию
Рис. 3. Годограф вектора Ptee.
Р* — усилие, развиваемое прессом в дан-
ный момент; е? — вектор, характеризую-
щий положение центра сил сопротивления
штампуемой детали в этот же момент
чить точность получаемых изделий, в значительной мере сокра-
тить опасность поломки пресса. Для штамповочных прессов
с усилиями от 22 000 до 70 000 тс известны следующие системы
противодействия изгибающим моментам, вызываемым эксцен-
тричным нагружением пресса.
1. Система фирмы Леви (США). Приводим почти дословные
выдержки из американского журнала «Сталь» 1 2. В случае воз-
никновения эксцентрицитета больше допустимого, определяемо-
го действием специальных уравновешивающих цилиндров, ком-
пенсация избыточного изгибающего момента осуществляется за
счет перераспределения давлений в рабочих цилиндрах пресса.
1 Аппаратура, позволяющая устанавливать размеры, форму и положе-
ние кривой, описываемой концом вектора Р f в;, рассмотрена в разделе 13.
2 «Steel», 1957, vol. 140, № 4, р. 92—93.
17
Для перераспределения давления применено устройство, полу-
чающее сигналы о механических напряжениях от проволочных
тензометрических датчиков, укрепленных в опасных сечениях
колонн пресса. Информация, поступающая от датчиков напря-
жений, обрабатывается счетно-решающим устройством, которое
управляет дроссельными клапанами, перераспределяющими дав-
ление в рабочих цилиндрах соответственно поступающим от счет-
но-решающего устройства командам. Это же устройство автома-
тически отключает пресс в случае перегрузок, показывает напря-
жения в колоннах и положение центра сил сопротивления обра-
батываемой детали относительно осей симметрии стола пресса.
Согласно данным этого журнала, зона допустимого эксцентрици-
тета для пресса усилием 31 500 тс определена контуром ромба,
имеющего размеры диагоналей ±305 и ±610 мм.
Не имея подробных данных о принципиальной схеме и техни-
ческой характеристике этого устройства, невозможно судить о его
качествах (быстродействии, устойчивости, точности). Приведен-
ная в журнале «Сталь» структурная схема весьма сложна, а в та-
ких случаях, как известно, требования устойчивости системы 1
всегда противоречат требованиям точности и быстродействия.
_2. Система, разработанная ВНИИМЕТМАШем. По четырем
углам подвижной траверсы пресса установлены специальные
поршневые цилиндры. Верхние и нижние полости диагонально
расположенных цилиндров перекрестно соединены между собой
трубами (рис. 4). К трубам 1 и 2 подсоединены два вспомогатель-
ных цилиндра, управляющих распределителем с дроссельным на-
порным и сливным клапанами. К этим же трубам подсоединен
аналогичным образом второй такой же распределитель, в кото-
ром напорный и сливной клапаны работают в противофазе по от-
ношению к первому распределителю. Труба I соединена с левьГм
передним рабочим цилиндром пресса, труба /// соединена с диа-
гонально расположенным (правым задним) рабочим цилиндром.
Трубы Д соединены с источником жидкости высокого давления.
К трубам 3 и 4 аналогичным образом подсоединены два распре-
делителя, управляющих рабочими, цилиндрами II и /V, располо-
женными на второй диагонали 2. Координаты центров рабочих
плунжеров на плоскости траверсы обозначены цифрами /, //, III,
IV. Координаты рабочих плунжеров, не участвующих в выравни-
вании подвижной траверсы, обозначены цифрами V, VI, VII,
VIII, IX. Все рабочие цилиндры расположены над подвижной
траверсой.
1 Под устойчивостью понимается свойство системы, исключающее появ-
ление незатухающих колебаний. Неустойчивая система регулирования или
управления своих функций выполнять не может.
2 На упрощенной схеме (рис. 4) эти распределители не изображены. На
ней не изображены также рабочие цилиндры пресса и система подпитки
жидкостью поршневых перекрестно соединенных цилиндров.
18
Пусть равнодействующая сил сопротивления штампуемой де-
тали совпала, например, с точкой е (ветчина эксцентрицитета
равна Ое), расположенной на диагонали 1—III, слева от центра
О подвижной траверсы (рис. 4). В этом случае произойдет пово-
рот (перекос) траверсы на некоторый угол относительно оси,
Рис. 4. Система противодействия изгибающим моментам, разработан-
ная институтом ВНИИМЕТМАШ
параллельной диагонали II—IV. Этот перекос вызовет увеличе-
ние давления в трубе 2 и уменьшение давления в трубе 1. Под
действием возникшей разности давлений дроссельный напорный
клапан правого распределителя прикроется, а дроссельный на-
порный клапан левого распределителя откроется на большую ве-
личину. В случае увеличения перекоса вступит в действие
19
сливной клапан правого распределителя, а напорный дроссель-
ный клапан левого раЖгределителя откроется на полную вели-
чину. За счет этого соответственно увеличится создаваемый ра-
бочими цилиндрами / и III момент, противодействующий пере-
косу подвижной траверсы. При ином местоположении точки е
в работе могут участвовать все четыре дроссельных распреде-
лителя.
Совершенно ясно, что рассмотренная система имеет более
простую структурную схему, чем упомянутая выше система фир-
мы Леви. Однако даже в случае использования этой системы,
имеющей достаточно простую структурную схему, задача обес-
печения ее устойчивой работы (т. е. работы без колебаний ее
элементов или, в крайнем случае, с незначительными быстро за-
тухающими колебаниями этих элементов) является неизбежной
и решающе важной. Если эта задача не решена, то данная систе-
ма, как и любая другая, по существу бесполезна, так как она
может вступить в действие, которое от нее требуется, только при
остановившейся подвижной траверсе.
При неустойчивой системе ее элементы в процессе движения
подвижной траверсы будут колебаться по своим собственным
законам, зависящим от свойств и конкретных параметров комп-
лекса, в который входят пресс с его подвижными массами, гид-
равлическими цилиндрами и трубопроводами, а также система
уравновешивания перекосов подвижной траверсы со своими
цилиндрами, устройствами и клапанами. Устойчивость или не-
устойчивость системы уравновешивания перекосов , подвижной
траверсы зависит как от параметров пресса (движущиеся массы,
объемы полостей рабочих и обратных цилиндров, длины и сопро-
тивления трубопроводов), так и от аналогичных параметров си-
стемы уравновешивания, к которым необходимо добавить еще
следующие: соотношение плеч коромысел, действующих на дрос-
сельные клапаны, отношение площадей поршней перекрестно
соединенных цилиндров к площадям плунжеров вспомогатель-
ных цилиндров и, наконец, форма дроссельных клапанов. Выход
любого из перечисленных параметров за границы допустимого
для него интервала изменений приведет к неустойчивости систе-’
мы на всем периоде движения траверсы, т. е. на всем периоде
движения действие системы уравновешивания перекосов не бу-
дет соответствовать заданному, и при этом она не только не
предохранит пресс от перекоса, но может даже увеличить пере-
кос траверсы. Неустойчивая система может вступить в требую-
щееся от нее действие только с того момента, когда пресс, до-
стигнув предельной силы, полностью остановится. Очевидно, что
поломка пресса может произойти и раньше момента остановки
подвижной траверсы. Следует предположить, что система, изо-
браженная на рис. 4, является неустойчивой. Эго предположение
основывается на следующем рассуждении.
20
Известно, что сила, действующая на клапан, существенно за-
висит как от перепада давления до и после клапана (скорость
протекания жидкости через клапан), так и от величины его от-
крытия (объем протекающей жидкости за единицу времени),
т. е. сила, действующая на клапан, меняется с изменением высо-
ты подъема клапана. Очевидно, что для осуществления требуе-
мых перемещений дроссельных клапанов (рис. 4), пропорцио-
нальных изменению давления в трубах 1 и 2, необходимо, чтобы
действующие на дроссельные клапаны переменные силы не ока-
зывали влияния на закон движения плунжеров 6 вспомогатель-
ных цилиндров. В рассматриваемой схеме это условие не выпол-
нено. Мгновенное положение дроссельных клапанов в ней зави-
сит не только от разности давлений, возникших в трубах 1 и 2 и
соответствующих возникшим перекосам траверсы, но и от само-
го мгновенного положения дроссельных клапанов, а также от
величины мгновенного перепада давлений в их рабочих щелях.
Таким образом, вместо требующейся однозначной функциональ-
ной зависимости
Л« = /(ДР1.2).
где hK—величина открытия клапана, Api, 2 — разность давлений
в трубах 1 и 2 перекрестно соединенных поршневых цилиндров 1
(рис. 4), фактически имеет место следующая функциональная
зависимость:
Лж = <р[Ар1.2, tyOM.ApJ,
где ф(Лк) —мгновенная площадь открытой щели клапана; Др»—
мгновенный перепад давлений жидкости, текущей через рабочую
щель клапана.
Таким образом, вместо требующейся по существу задачи
функции от одной переменной hK = фактически дей-
ствует функция от трех переменных:
Лк = <р[Ар1(2,1|)(ЛД ApJ,
где переменная ф(ЛЛ) к тому же является функцией формы кла-
пана.
Эта функция от трех переменных еще и не однозначна.
Действительно, если при постоянных зафиксированных для мо-
мента t значениях Др1,2, &рк производить бесконечно ма-
лые колебания плунжеров 6 около выбранной точки Лх, то из-за
действия сил трения в уплотнениях этих плунжеров и дроссель-
ных клапанов получим существенно различные силы, действую-
щие на коромысло и зависящие от направления перемещения;
а это для данной системы не может не отразиться на величине
hK. Таким образом, каждой комбинации мгновенных значений
1 Для распределителей, подсоединенных к трубам 3 и 4, эта зависимость
должна быть такой же.
21
ДР1.2, ф(Л«), Дрх может соответствовать не одно, а два значения
hK (соответственно направлению происходящего в данный мо-
мент t движения плунжеров 6).
Видимо, нет нужды далее доказывать, что рассмотренная
неоднозначная функция трех переменных не может соответ-
ствовать решаемой задаче.
Пресс работает при давлениях до 320 кгс/см1 2. Учитывая, что
дроссельные клапаны имеют крупные размеры (поскольку речь
идет о крупных рабочих цилиндрах, которые должны развивать
приемлемые скорости прессования), величины сил трения в уп-
лотнениях этих клапанов, а также величины переменных сил,
действующих на эти клапаны от потока жидкости, значительны.
В этой связи пружина 5 (рис. 4) может дать достаточный же-
лаемый эффект по сокращению вредного влияния переменных
ф(йх) и Дрх в функции <p[Api,2, ф(йк), Дрх] только в том
случае, если эта пружина очень сильная и очень жесткая. Но
тогда возникнет недопустимое по условиям устойчивости пружи-
нение жидкости в системе цилиндров, соединенных трубами 1
и 2 (то же относится и к цилиндрам, соединенным трубами 3 и
4), причем пружинение жидкости будет отрицательно влиять
не только на устойчивость, но и на величину возникающих пе-
рекосов траверсы. Выявленные при рассмотрении данной схемы
противоречия далеко не всегда позволят одновременно удовлет-
ворить как требованиям устойчивости, так и требованиям необ-
ходимой точности. Схема в том виде, как она изображена
на рис. 4, не может удовлетворительно работать, т. е. одновре-
менно отвечать и требованиям устойчивости и требованиям
заданной точности.
Устойчивость и точность работы такой схемы можно суще-
ственно улучшить, если действовать на коромысла дроссельных
клапанов через усилитель \ выходное звено которого копирует
движение плунжеров 6, а входное звено нагружает эти плун-
жеры пренебрежимо малыми силами по сравнению с силами,
возникающими на дроссельных клапанах.
Рассмотренная система (рис. 4) применена для одного из
мощных штамповочных прессов, и высказанные сомнения о ее
устойчивости подтвердились. Этот пресс работает при давлениях
жидкости до 320 кгс!см2 и имеет ход подвижной траверсы
2000 мм.
Экспериментальные графики (рис. 5), характеризующие
работу этой системы, воспроизведены из статьи Б. В. Розанова
и В. П. Линца «Автоматическое устранение перекоса траверсы
в гидравлических штамповочных прессах» [33]. Эти графики
сняты для случая, когда эксцентрицитет е совпадает с продоль-
1 Есть множество конструкций таких усилителей, одна из них приведе-
на на рис. 8.
22
ной осью симметрии подвижной траверсы и находится от
центра пресса на расстоянии е (рис. 6)*. В таком случае дей-
ствие системы рабочих и уравновешивающих поршневых ци-
W
20
30
ЬО
50
60
Ок
мм
Рмс/см
350
300
300
250
250
200
200
150
150
100
100
50
50
О
130
1U0
150
160
170
Н
мм ।
350
10
15
20
25
30
hd
мм
ол
0,8
1.2
1.6
2.0
2.4
Л
мм
200______
tee*
Рис. 5. Экспериментальные графики, характеризующие работу системы
выравнивания подвижной траверсы штамповочного пресса:
Н — ход подвижной траверсы; р\ и р3 — давление в крайних рабочих цилинд-
рах; р2 — давление в среднем рабочем цилиндре; X — перекос траверсы на длине
3 м\ hK—xoji напорного клапана рабочих цилиндров; ход дросселя; р[ —
давление в линии / синхронизирующих цилиндров
линдров, расположенных в нескольких вертикальных парал-
лельных плоскостях (рис. 4), целиком эквивалентно действию
системы рабочих и уравновешивающих цилиндров, располо-
женных в одной вертикальной плоскости (рис. 7).
1 Рис. 5—7 также воспроизведены из упомянутой статьи.
23
Анализ графиков (рис. 5) показывает следующее:
1. В интервале времени 0 < t < 120 сек подвижная траверса
движется, так как путь Н подвижной траверсы на всем этом
интервале увеличивается.
2. С момента, когда t стало больше 160 сек, траверса оста-
новилась, давление р2 в среднем цилиндре (рис. 7), не имею-
щем дроссельного клапана, достигло максимальной величины,
а давление в крайних цилиндрах за счет действия дроссельных
клапанов установилось на меньших значениях.
3. В интервале времени 0 < t < 100 сек давления р\ и р3
в крайних рабочих цилиндрах, которые должны обеспечивать
выравнивание подвижной траверсы, резко колеблются. Этим
колебаниям давления р\ и р3 со-
ответствуют резкие пики на кри-
вых движения дроссельных кла-
панов каналов, т. е. наблюдается
типичная картина неустойчивости
системы. При этом в интервале
50 < t < 70 сек имели место пе-
риоды времени, когда р\ и р3 ока-
зывались равными и при этом
достигали почти предельных зна-
чений L Поскольку величина экс-
центрицитета е в данном случае
нагружения пресса (путем осадки чушки) практически не изме-
нялась, неизбежен вывод, что в этот шериод (pi « р3) никакого
уравновешивания траверсы не происходило. Пресс в этом экспе-
рименте остался целым только потому, что величина эксцен-
трицитета не вышла из границ, соответствующих естественной
прочности пресса.
Аналогичное положение имело место при t ~ 80 сек (рис. 5).
Резкие скачки давлений в рабочих цилиндрах, скачки давлений
рт в линии / уравновешивающих цилиндров и скачки кривых,
характеризующих открытия клапанов (кривые показаны под
осью абсцисс), прекратились только тогда, когда пресс, достиг-
нув предельной нагрузки, остановился.
4. Оказалось, что даже после остановки пресса (t > 160 сек)
давления Pi и р3 не соответствуют схеме нагружения пресса
(рис. 6 и 7). Согласно схеме нагружения должно быть р\ > р3,
графики же показывают обратную картину, р3 >рь т. е.
система уравновешивания даже при остановившейся траверсе
не уменьшает, а увеличивает перекос траверсы, вызванный экс-
центричным нагружением. Если предположить, что авторы
статьи ошиблись в индексации крайних цилиндров и графиков
давлений, то картина распределения давлений в интервале вре-
1 Предельное значение давления для данного пресса 320 кьс/см2.
24
мени 150 < t < 160 сек в качественном отношении соответствует
задаче. Однако уже с момента t = 160 сек кривая р\ пошла
вверх (а эксцентрицитет прежний), и, следовательно, распреде-
ление давлений в крайних цилиндрах вновь перестало соответ-
ствовать задаче даже в качественном отношении. В момент
t ~ 180 сек клапан, подводящий давление к прессу, закрыли, и
пресс начал разгружаться.
Рис. 7. Принципиальная схема выравнивания подвижной траверсы
штамповочного пресса
Произведенный анализ данной системы уравновешивания и
экспериментальных графиков, характеризующих ее работу,
по-видимому, исчерпывающе определяет важность вопроса об
устойчивости.
Вопросы расчета устойчивости систем автоматического про-
тиводействия перекосу подвижной траверсы пресса рассмот-
рены в разделе 21.
Прежде чем сформулировать требования, которым должны
отвечать системы противодействия перекосу, работающие по
принципу автоматического перераспределения давления в рабо-
чих цилиндрах пресса, необходимо возвратиться к вопросу о
25
«блуждании» эксцентрицитета при штамповке. Очевидно, что
рассмотренное на стр. 16 блуждание эксцентрицитета при штам-
повке присуще многим деталям, имеющим сложную форму,
причем величина и направление эксцентрицитета в каждый мо-
мент прессования есть функция положения пуансона, т. е.
Могут встречаться случаи, когда функция e = f(h) будет
иметь такие интервалы h внутри полного хода прессования,
которым соответствуют очень резкие изменения вектора е как
по величине, так и по направлению. При большой скорости из-
менения h (скорость прессования) в таких случаях будет воз-
никать недопустимое отставание перераспределения давления в
рабочих цилиндрах. Другими словами, система противодействия
перекосам в эти периоды не сможет справляться с задачей.
Можно, конечно, в таких случаях резко ограничивать скорость
прессования на всем пути прессования, но это будет приводить
к потере производительности, перегреву инструмента от нагре-
той штампуемой детали и к переохлаждению самой детали.
Это нежелательное явление можно значительно уменьшить, ес-
ли замедлять скорость прессования только на участках хода,
соответствующих резким изменениям эксцентрицитета. Эти
участки всегда будут очень коротки (в противном случае
изменение эксцентрицитета не является резким), и отмеченные
отрицательные явления при таком способе работы будут све-
дены к минимуму.
Система управления прессом, допускающая программиро-
вание скорости прессования, позволит одновременно решить и
дополнительную задачу, а именно прессование деталей со
сложными переходами из труднопрессуемых сплавов в мини-
мально возможное время. Таким образом, выявились следующие
обязательные требования к системам управления, предназна-
ченным для работы в условиях эксцентричных нагружений прес-
са и обеспечивающим противодействие перекосу подвижной
траверсы за счет перераспределения давления в рабочих ци-
линдрах: 1) устойчивость; 2) заданная точность по перекосу
подвижной траверсы на всем пути прессования; 3) автоматиче-
ское (например, программное) управление скоростью прессо-
вания.
Система управления, представленная на рис. 8, отвечает
поставленным требованиям. Эта система разработана для
штамповочного пресса усилием 30 000 тс (см. рис. 1). Испыта-
ние и исследование этой системы осуществлено на действующей
геометрически подобной модели такого пресса (рис. 9), выпол-
ненной в V4 натуральной величины и развивающей усилие
30 000 ^j2 « 2000 тс.
26
ts
Вход
жидкости
Рис. 8. Система противодействия изгибающим мо-
ментам, разработанная на новосибирском заво-
де «Тяжстанкогидропресс» им. А. И. Ефремова
№
Входное звено
Вход жидкости
Выходное звено
Вход от акку-
муляторной
станции
В рабочий
цилиндр
Вход
жидкости
Вход
жидкости
На слив
Дроссельный
клапан
Гидроусилитель
Каждый из четырех рабочих цилиндров пресса (рис. 8) в
период совершения рабочего хода сообщается с источником
жидкости высокого давления (насосно-аккумуляторная стан-
Рис. 9. Действующая модель штамповочного пресса усилием 30 000 тс
конструкции новосибирского завода «Тяжстанкогидропресс»
им. А. И. Ефремова
ция) по отдельному каналу, оборудованному дроссельным кла-
паном 2, управляемым от гидравлического усилителя. Система
рычагов 3 связывает этот клапан с гайкой 4. Вертикальные
28
перемещения гайки 4, увеличенные по длине в желаемое число
раз рычагами 5, воздействуют на входное звено 5 гидравличе-
ского усилителя, выходное звено которого перемещает дрос-
сельный клапан. Гидравлический усилитель воспроизводит пе-
ремещения гайки 4, переданные рычагами; при этом движение
выходного звена гидравлического усилителя по длине хода и
скорости является почти точной копией движения его входного
звена.
Необходимое усилие для перемещения входного звена гид-
равлического усилителя не превышает 20—30 кгс; при этом его
выходное звено преодолевает силу 1500—2000 кг с. Величина
этой силы зависит от конструкции и размеров дроссельного
клапана и от действующего в системе давления. Винт 1 шарнир-
но связан с подвижной траверсой пресса и при ее вертикальных
движениях перемещается с нею вместе как одно целое. На-
правление нарезки винта задано так, что для открытия дрос-
сельного клапана, т. е. для совершения хода подвижной тра-
версы вниз, гайка 4 должна перемещаться вверх.
Таким образом, движения гаек 4 складываются из следую-
щих составляющих:
а) поступательного движения по винтам, вызванного вра-
щением винтов;
б) поступательного движения вместе с подвижной травер-
сой и винтами в обратном направлении под действием жид-
кости, поступающей в рабочие цилиндры пресса через открываю-
щиеся в результате вращения винтов дроссельные клапаны;
в) поступательных вертикальных движений, вызываемых пе-
рекосами траверсы относительно горизонтальной плоскости.
Очевидно, что при установившемся движении системы ско-
рость траверсы вниз равна скорости движения вверх гаек по
винтам, и, таким образом, скорость движения траверсы пресса
пропорциональна скорости вращения винтов, приводимых от
гидравлического двигателя через вал 6.
Схема регулирования скорости вращения гидравлического
двигателя (рис. 10) позволяет за счет применения путевого
дросселя и копира назначать желаемый закон изменения ско-
рости движения подвижной траверсы пресса при рабочем ходе,
т. е. позволяет штамповать изделия с резко изменяющимися в
ходе прессования положениями эксцентрицитета, а также
изделия из медленно прессуемых сплавов. В случае возникно-
вения перекосов подвижной траверсы относительно горизонталь-
ной плоскости дополнительные перемещения связанных с ней
винтов вызывают пропорциональные им по величине перемеще-
ния дроссельных клапанов. Направления перемещений дрос-
сельных клапанов при этом таковы, что опережающий винт за-
крывает, а отстающий открывает соответствующий дроссельный
клапан; в результате этого давление жидкости в рабочих
29
цилиндрах .пресса автоматически перераспределяется соответ-
ственно величине и направлению эксцентрицитета штампуемой
детали.
Величина максимального перекоса подвижной траверсы,
соответствующая максимальному эксцентрицитету, может быть
сведена до весьма малых значений (около 0,2 мм на 1 м) за
счет увеличения передаточного числа рычагов, действующих на
входное звено гидравлического усилителя, и за счет соответ-
ствующего профилирования дроссельных клапанов. Фактиче-
ские значения перекосов подвижной траверсы, а также степень
Рис. 10. Схема регулирования скорости вращения гидравличе-
ского двигателя:
1 — реверсивный золотник; 2 — подпорный клапан; 3 — вводной вал
системы синхронизации; 4 — гидрсдвигатель; 5 — кулачок, связанный
с верхней траверсой; 6 — путевой дроссель; 7 — поворотные дроссели;
8 — обратные клапаны
совпадения точки приложения равнодействующей сил рабочих
цилиндров пресса и точки приложения равнодействующей сил
сопротивления штампуемой детали, расположенной эксцентрич-
но, приведены в разделе 21. Эти значения получены при испы-
таниях действующей модели пресса (рис. 9).
Рассмотренная система представляет собой совокупность
четырех гидромеханических следящих систем (соответственно
числу рабочих цилиндров) с отрицательной обратной связью и
синхронизированными командными воздействиями, которыми
в данном случае являются угловые пути винтов 1 (см. рис. 8).
Метод теоретического определения устойчивости такой системы
изложен в разделе 21.
30
2. ПРЕССЫ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ФАСОННЫХ СТЕРЖНЕЙ
Представление о разнообразии форм поперечных сечений
фасонных стержней, получаемых методом выдавливания через
матрицу, можно составить из рис. 11, на котором приведена
•—। •—।—।—।—।—।—।—1—।
0123^56789 10
Рис. 11. Примеры изделий, получаемых м-етодом выдавливания
через матрицу
лишь малая доля освоенной в настоящее время номенклатуры
изделий. При изготовлении фасонных стержней указанным
методом применяются легкие сплавы почти всех известных в
31
настоящее время марок. В последние годы этот метод обработки
распространен также на жаропрочные и нержавеющие
сплавы.
Применяются два способа прессования (выдавливания):
прямой способ (рис. 12, а), где 1 — прессштемпель, 2—пресс-
шайба, 3— контейнер; 4 — заготовка, 5— матрица, 6 — изде-
лие, и обратный способ (рис. 12, б), где 1 — прессштемпель, 2 —
контейнер, 3 — заготовка, 4 — матрица, 5 — опора матрицы,
6 — изделие.
Из сопоставления представленных схем легко заметить, что
при прессовании обратным способом отсутствует скольжение
материала заготовки относительно внутренней поверхности кон-
тейнера; при этом снижаются потери на трение и износ, но ус-
ложняется конструкция пресса.
Рис. 12. Прямой (а) и обратный (б) способы выдавливания изделия
через матрицу
Скорости прессования изменяются в широком диапазоне в
зависимости от марки обрабатываемого сплава, но при этом
требования по стабильности поддержания выбранной скорости
весьма высокие. По указанным причинам производство фасон-
ных стержней основывается на применении гидравлических
прессов.
Ниже рассматриваются три гидравлических пресса усилием
1200 тс для производства фасонных стержней из легких сплавов
способом прямого прессования. Материал расположен в поряд-
ке совершенствования их конструкций.
Пооперационная маршрутная схема технологического про-
цесса (рис. 13), реализованного в первой конструкции пресса,
включает следующие 12 операций: / — исходное положение;
fl — прессштемпель поднят, прессшайба и нагретая заготовка
поданы на ось контейнера; III — прессшайба и слиток введены
толкателем в контейнер и податчик возвращен в исходное
положение; IV — толкатель возвращен в исходное
32
3 Заказ 1299
Рис. 13. Пооперационная маршрутная схема технологического процесса производства фасонных стержней
й на прессе с ручным управлением и насосно-аккумуляторным приводом
GO
Рис. 14. Конструкция пресса для производства фасонных
стержней с ручным управлением и насосно-аккумулятор-
ным приводом:
1 — подвижная траверса; 2 — возвратный цилиндр; 3 — глав-
ный цилиндр; 4 — главный плунжер; 5 — пневматический ци-
линдр для заталкивания прессшайбы и нагретой заготовки в
контейнер; 6 — пневматический
цедержатель; 10 — затвор; 11 —
цилиндр для
блок цилиндров
ницы; 14 —
перемещения прессштемпеля; 7 — прессштемпель; 8 — контейнер; 9 — матри-
перемещения затвора; 12 — стол приема изделий; 13 — гидравлические нож
цилиндр перемещения приемного стола
положение, прессштемпель опущен на ось прессования; V — осу-
ществлено прессование; VI — пресс разгружен от действовав-
шего усилия; VII— открыт затвор матрицы, прессшайба и
прессостаток вытолкнугы из контейнера; VIII — матрица с из-
делием, прессостатком и прессшайбой выведена под нож ме-
ханизма отделения прессостатка от изделия; IX — прессостаток
и прессшайба отделены от изделия; X — прессшайба с прессос-
татком поданы под нож механизма отделения прессостатка от
прессшайбы, прессостаток отделен от прессшайбы; XI—матри-
ца возвращена в исходное положение и заперта затвором,-пресс-
шайба передана на податчик; XII — изделие извлечено из
матрицы, на податчик загружен очередной нагретый слиток.
На рис: J4 приведен продольный разрез пресса. Прессштем-
пель 7 закреплен в ползуне, который под действием пневмати-
ческого цилиндра 6 может перемещаться относительно силовой
подвижной траверсы /. Рабочая матрица закреплена в переме-
щающемся вдоль оси пресса матрицедержателе 9. В период
прессования матрицедержатель фиксируется затвором 10,
воспринимающим усилие прессования. Вертикальные движения
затвора осуществляются блоком двух соосных гидравлических
цилиндров И. Стол 12 приема изделий, соединенный с матрице-
держателем 9, может перемещаться вдоль оси пресса под дей-
ствием гидравлического цилиндра 14, Длина хода подвижного
стола выбрана с таким расчетом, чтобы обеспечивался подвод
прессшайбы и прессостатка на торце матрицы под нож гидрав-
лических ножниц 13. Подогрев контейнера 8 осуществляется ин-
дуктором.
Цилиндры механизмов пресса приводятся в действие от сле-
дующих источников энергии: насосно-аккумуляторной станции
с давлением 320 кгс/см2 (рабочее и обратное движение силовой
траверсы, движение затвора матрицедержателя, движения нож-
ниц, движения стола); наполнителя с давлением 8—10 кгс/см2
(подвод силовой траверсы к прессуемой заготовке, движения по-
датчика); цеховой пневмосети с давлением 4—6 кгс/см2 (дви-
жения ползуна прессштемпеля, движения толкателя пресс-
шайбы).
Управление механизмами пресса ручное. Гидравлические и
пневматические распределители сосредоточены на трех постах
управления. Стабилизацию скорости прессования осуществляет
оператор, руководствуясь показаниями измерителя скорости и
действуя на штурвал гидравлического дросселя главного ци-
линдра пресса. Измерение скорости прессования осуществлено
с помощью тахогенератора, связанного через ускорительную
передачу с силовой подвижной траверсой пресса и воздействую-
щего на милливольтметр, отградуированный в единицах скоро-
сти. Прессовая установка обслуживается бригадой из трех
человек.
35
2*
Техническая характеристика пресса с ручным управлением
и насосно-аккумуляторным приводом
Номинальное усилие пресса:
в тс.........................1200
в кн.....................11 800
Усилие ножниц для отделения
прессостатка с прессшайбой
от изделия:
в тс .....................100
в кн.......................980
Усилие ножниц для отделения
прессостатка от прессшайбы:
в тс....................... 15
в кн .....................147
Рабочее давление жидкости в
насосно-аккумуляторной стан-
ции:
в кгс/см2 .................320
в Мн/м2...................31,4
Общий вес прессовой установки:
в тс ....................... 78
в кн........................765
Полный ход подвижной травер-
сы в мм....................750
Скорость холостого хода в
мм/сек.....................250
Наибольшая скорость прессова-
ния в мм/сек............... 40
Длина контейнера в мм. ... 715
Наибольший внутренний диа-
метр втулки контейнера в мм 150
Наибольшая длина заготовки
в мм.......................600
Наибольшая длина прессуемых
профилей в м............... 13
Габаритные размеры прессовой
установки в мм:
длина................. 22 360
ширина................. 7540
высота над уровнем пола. . 3670
Наибольшая производительность
в tum/ч......................
На основе накопленного опыта эксплуатации рассмотренной
прессовой установки создана новая, более совершенная кон-
струкция аналогичной по назначению и усилию прессовой уста-
новки, в которой реализована более простая и рациональная
пооперационная маршрутная схема технологического процесса,
осуществлена полная автоматизация работы прессовой установ-
ки и процесса стабилизации скорости прессования, усовершен-
ствован механизм транспортировки прессшайбы, а также меха-
низмы для отделения прессостатка от изделия и прессшайбы от
прессостатка.
Новая пооперационная маршрутная схема технологического
процесса приведена на рис. 15.
Рассмотренная пооперационная маршрутная схема позволи-
ла несколько сократить число операций рабочего цикла установ-
ки, а главное более компактно и надежно решить задачу отде-
ления прессостатка от прессшайбы. и их транспортировку. На
рис. 16 приведена фотография пресса на сборочно-испытатель-
ном стенде завода-изготовителя.
План размещения узлов и агрегатов прессовой установки
приведен на рис. 17.
Продольный разрез пресса изображен на рис. 18. Необходи-
мо отметить следующие конструктивные особенности данного
пресса. Обратное движение силовой траверсы 1 происходит
одновременно с обратным движением контейнера 4 под дей-
ствием цилиндров 2. Автоматическая стабилизация скорости
прессования обеспечивается электромеханическим следящим
устройством 5, воздействующим на многокаскадный дроссель
36
главного цилиндра. Принцип действия и конструкция стабили-
затора скорости будут рассмотрены ниже. Нож 5 для отделения
прессостатка, отсекатель 8 прессшайбы, подвижный матрицедер-
жатель 6 и толкатель прессшайбы 7 скомпонованы в конструк-
Рис. 15. Пооперационная маршрутная схема технологического процесса
изготовления фасонных стержней на прессе-автомате с насосно-аккумулятор-
ным приводом:
/ — исходное положение; II — нагретая заготовка подана на ось контейнера; III —
контейнер наведен на заготовку; IV — податчик заготовки возвращен в исходное
положение, контейнер перемещен до рабочего положения; V — прессшайба подана на
ось контейнера; VI — прессшайба введена в контейнер, податчик прессшайбы воз-
вращен в исходное положение; VII — произведено прессование, предыдущая пресс-
шайба передвинута на податчик прессшайбы; VIII — при неподвижном пресс-
штемпеле за счет движения контейнера вытолкнута прессшайба; IX — прессштсм-
пель и контейнер отведены в исходное положение; X — вертикальным движением
вверх отсекателя прессшайба отделена от прессостатка и принята на призму отсе-
кателя, вертикальным движением вниз верхнего ножа прессостаток отделен от из-
делия и эвакуирован по наклонной плоскости в сборник прессостатков; XI — отсе-
катель с прессшайбой, находящейся в его призме, и верхний нож возвращены
в исходное положение
тивный блок, имеющий единый корпус, закрепляемый на задней
неподвижной траверсе пресса. Рационально решена конструкция
податчика прессшайбы 9.
В рассмотренной схеме технологического процесса (см.
рис. 15) обращаются одновременно две прессшайбы: одна уча-
ствует в прессовании, вторая перемещается толкателем 7
37
Рис. 16. Гидравлический пресс-автомат для производства фасонных стержней
на сборочно-испытательном стенде завода-изготовителя (размещение отдельно
устанавливаемых на фундаменте узлов установки и соответствующие трубо-
проводы временные)
-20700
Рис. 17. План размещения узлов и агрегатов автоматизированной
прессовой установки для производства фасонных стержней:
/ — пульт управления; 2 — нагревательное устройство; 3 и 9 — клапанные
распределители; 4 — наполнитель; 5 — вентиль-автомат; 6 — пресс; 7 — при-
вод стола; 8 — приемный стол; 10 — насосная установка; 11 — загрузчик
слитков; 12 — копильник готовой продукции
38
co
ю
Рис. 18. Конструкция пресса-автомата для производства фасонных стержней
ф
40
(рис. 18) в исходное положение. При каждом
новом прессовании роли прессшайб меня-
ются.
Подвижной матрицедержатель 6 имеет два
гнезда для установки матриц и центральное
сквозное отверстие с диаметром, несколько
превышающим максимальный диаметр заго-
товки. В случае заклинивания заготовки в
контейнере ось центрального отверстия матри-
цедержателя совмещают с осью прессования
и выталкивают заклинившийся слиток усили-
ем главного цилиндра. Наличие двух гнезд
под матрицы создает возможность замены
матриц без остановки работы пресса. Для из-
влечения матриц из гнезд предусмотрены
гидравлические выталкиватели. Выпрессован-
ное изделие выталкивается из отверстия мат-
рицы при очередном прессовании. В этот мо-
мент включается электродвигатель привода
роликов приемного стола, готовое изделие на
увеличенной скорости отделяется от очеред-
ного прессуемого изделия, с помощью накло-
няемых сбрасывателей поднимается над по-
верхностью стола и соскальзывает по ним в
копильники.
Полный цикл работы пресса состоит из де-
сяти операций, совершаемых в последователь-
ности, приведенной на рис. 15. Все операции
цикла от выдачи нагретой заготовки из печи и
до поступления изделия в копильник включи-
тельно происходят автоматически, без участия
оператора, задача которого при таком режиме
работы установки сводится лишь к наблюде-
нию за работой механизмов и за показаниями
приборов на пульте.
Гидравлическая схема системы управления
прессом приведена на рис. 19. Эта система
управления имеет следующие особенности:
1. От магистрали центральной насосно-ак-
кумуляторной станции, работающей на водо-
масляной эмульсии при давлении 320 кгс/см2,
действуют только те исполнительные механиз-
мы пресса, которые по условиям работы долж-
ны развивать большие усилия при значитель-
ных скоростях движения. В данном случае
к таким механизмам относятся главный ци-
линдр пресса, цилиндры контейнера, цилиндры
41
отсекателя прессшайбы и цилиндры отсекателя прессостатка.
Все прочие исполнительные механизмы пресса (цилиндр подат-
чика заготовок, цилиндры толкателя и податчика прессшайб,
цилиндр съемника готовых изделий, цилиндр матрицедержате-
ля, цилиндры выталкивателей матриц), а также цилиндры,
управляющие клапанами распределителей жидкости высокого
давления, работают от небольшой индивидуальной маслонасос-
ной установки с лопастным насосом производительностью
100 л!мин при рабочем давлении 40—50 кгс!см2.
2. Все гидравлические цилиндры, работающие от маслона-
сосной установки и участвующие в рабочем цикле, управляются
от единого гидравлического распределителя 18, представляю-
щего собой многопозиционный многоходовой вращающийся
золотник. От отдельных распределителей управляются гидрав-
лические цилиндры только тех вспомогательных механизмов,
которые не участвуют в осуществлении рабочего цикла прес-
совой установки. В данном случае к ним относятся цилиндры
выталкивателей матриц, цилиндр перемещения матрицедержа-
теля, цилиндр управления входным вентилем. Все эти цилиндры
используются только при ремонтных и наладочных работах.
Исключением оказался цилиндр сбрасывателя готовых изде-
лий, работающий от отдельного распределителя 17 только
потому, что вариант сбрасывания изделия с помощью гидрав-
лического цилиндра возник на стадии завершения работ по
изготовлению пресса, т. е. не был учтен при конструировании
распределителя 18. Подробное описание конструкции распреде-
лителя 18 приведено на стр. 156.
В силу отмеченных особенностей достигнуто существенное
сокращение количества электрических и гидравлических аппа-
ратов, участвующих в осуществлении автоматической работы
пресса, и соответственно увеличена надежность его системы
управления.
В определенных случаях (пусконаладочные работы, обучение
обслуживающего персонала и др.) целесообразно переходить
с автоматического на ручное управление прессовой установкой.
Ручное управление прессовой установкой осуществляется путем
последовательных поворотов рукоятки распределителя 18 от
позиции к позиции. Обеспечивается возможность осуществления
как очередных по циклу, так и выборочных движений любых
исполнительных механизмов, причем любая операция может
повторяться без ограничений. Это имеет существенное значение
при выполнении ремонтных и наладочных работ.
Процесс ручного управления сводится к двум движениям:
повороту рукоятки распределителя 18 в желаемую позицию
и нажатию кнопки. При нажатии кнопки распределитель 18 под-
ключается с помощью вспомогательного электромагнитного зо-
лотника к напорной магистрали маслонасосной установки.
42
Переключения рукоятки распределителя 18 при ненажатой
кнопке движений механизмов пресса не вызывают.
На рис. 20 дано схематическое изображение регулятора ско-
рости прессования. Электродвигатель постоянного тока 1 номи-
нальной мощностью около 500 вт включается в работу одновре-
менно с пуском пресса и является задающим звеном следящей
системы, управляющей положением дросселя 10. Задание на
установку необходимой скорости прессования производится
поворотом рукоятки электрического реостата, смонтированного
в панели пульта управления прессом. Червячное колесо 3 через
фрикционную муфту 4 соединяется с верхней шестерней диф-
ференциала 5. Дифференциал алгебраически суммирует задан-
ную электродвигателем и фактически полученную скорость
Рис. 20. Электрогидравлический регулятор скорости прессования
плунжера пресса и передает результат в форме перемещения
водила 9 на входное звено гидравлического усилителя 11. Вы-
ходное звено гидравлического усилителя связано е дроссе-
лем 10, который регулирует расход жидкости высокого давле-
ния, поступающей в рабочий цилиндр пресса из насосно-аккуму-
ляторной станции.
Рейка 6, связанная с подвижной траверсой, и шестерня 7
служат обратной связью следящей системы. После пуска элек-
тродвигателя 1 водило 9 дифференциала сместит входное звено
гидроусилителя вправо; при этом выходное звено гидроусили-
теля также переместится вправо и максимально откроет дрос-
сель 10. С момента, когда водило встанет на упор, начинается
пробуксовка фрикционной муфты 4. Во время холостого хода
подвижной траверсы, осуществляемого с большой скоростью
под действием жидкости, поступающей в рабочий цилиндр
пресса из наполнителя через открытый наполнительный клапан,
рейка 6 через шестерни 7 и 2 перемещает дроссель 10 в поло-
жение полного закрытия, так как скорость вращения шестерни
2 в этот период значительно больше заданной скорости враще-
ния шестерни 8.
43
В момент, когда водило 9 достигнет левого упора, вновь
начинается пробуксовка фрикционной муфты, однако в проти-
воположном направлении. После окончания холостого хода в
дроссель 10 через главный распределитель поступает жидкость
высокого давления, но прессование не может начаться, так как
дроссель закрыт. Прессование начнется с того момента, когда
электродвигатель 1 произведет перемещение дросселя 10
вправо.
В том случае, когда на входном валу дифференциала и на
валу обратной связи скорости вращения одинаковы, водило 9
состоит неподвижно и скорость прессования не меняется. Если
на валу обратной связи скорость вращения становится меньше,
чем на входном валу дифференциала, то водило 9 поворачи-
вается в сторону, соответствующую открытию дросселя 10; при
этом скорость рабочего хода вновь приходит в соответствие с
задаваемой. При увеличении скорости подвижной траверсы
сверх заданной водило 9 поворачивается в сторону, соответ-
ствующую закрытию дросселя, т. е. в любом рассматриваемом
случае обеспечивается постоянство скорости прессования вне
зависимости от действующей нагрузки. Параметры электриче-
ской части устройства позволяют задавать скорость движения
подвижной траверсы в пределах от 0,5 до 20 мм1сек, что вполне
достаточно для прессования алюминиевых сплавов различных
марок.
Техническая характеристика пресса-автомата с насосно-аккумуляторным
приводом
Номинальное усилие пресса:
в тс........................1200
в кн....................11 800
Усилие ножниц и упора пресс-
шайбы:
в тс....................... 60
в кн.......................590
Рабочее давление жидкости в
насосно-аккумуляторной стан-
ции:
в кгс/см2 .................320
в мн/м2...................31,4
Рабочее давление в маслосисте-
ме:
в кгс/см2 ................. 40
в Мн/м2....................3,9
Общий вес пресса:
в тс....................... 78
в кн.......................765
Полный ход подвижной травер-
сы в мм........................850
Скорость холостого хода в
мм/сек.........................250
Скорость прессования в мм/сек\
наибольшая................ 20
наименьшая ...............0,5
Длина контейнера в мм .... 715
Наибольший внутренний диаметр
втулки контейнера в мм. . . 150
Наибольшая длина заготовки
в мм ..........................600
Габаритные размеры пресса
в мм\
длина ...................... 20 700
ширина ................. 7900
высота над уровнем пола. . 4200
Глубина под полом........... 3900
Производительность пресса
в шт/ч......................60—6
Как правило, на одной и той же прессовой установке изго-
товляются фасонные стержни многих наименований, отличаю-
щиеся формой и размерами поперечных сечений, а также маркой
44
материала. Естественно, что при этих условиях величина
потребных усилий прессования колеблется в широких пре-
делах.
Известно, что потери энергии при насосно-аккумуляторном
приводе пропорциональны недогрузке исполнительных механиз-
мов, так как количество затраченной аккумулятором энергии не
зависит от. величины преодолеваемой исполнительными меха-
низмами нагрузки. При насосном безаккумуляторном (индиви-
дуальном) приводе с объемным регулированием скорости дви-
жения исполнительных механизмов количество затраченной
Рис. 21. Гидравлический пресс-автомат с индивидуальным приводом для изго-
товления фасонных стержней на сборочно-испытательном стенде завода-изгог
товителя (трубопроводы и электрокабели, соединяющие пресс с внешними
узлами, временные)
энергии пропорционально преодолеваемой исполнительными
механизмами нагрузке и, следовательно, потери энергии при
работе установки с недогрузкой исполнительных механизмов
по сравнению с насосно-аккумуляторным приводом резко
сокращаются.
Прессовая установка для изготовления фасонных стержней
из сплавов алюминия и других легких сплавов, работающая
по прямому методу прессования, оборудованная насосным без-
аккумуляторным приводом с объемным регулированием произ-
водительности насосов, изображена на рис. 21.
45
Пооперационная маршрутная схема технологического про-
цесса, в соответствии с которой работает пресс, дана на рис. 22.
В рассматриваемой пооперационной схеме, в отличие от
схемы, представленной на рис. 15, прессшайба и заготовка по-
даются со стороны ^прессштемпеля, а не со стороны матрицы.
Конструкция пресса видна на рис. 23. В задней траверсе 6
смонтированы главный цилиндр 2 и цилиндры 1 ускоренного
Рис. 22. Пооперационная маршрутная схема технологического процесса произ-
водства фасонных стержней на прессе-автомате с индивидуальным приводом:
I — исходное положение; II — прессшайба и заготовка поданы на ось контейнера;
III — прессшайба и заготовка холостым ходом прессштемпеля введены в контейнер;
IV — податчик прессшайбы и заготовки возвращен в исходное положение; V — осуще-
ствлено прессование, очередная прессшайба введена на податчик; VI — отодвинут кон-
тейнер; VII — прессштемпель возвращен в исходное положение; VIII — прессшайба
отделена от прессостатка, а прессостаток от изделия; IX — отсекатель прессшайбы и от-
секатель прессостатка возвращены в исходное положение; X — контейнер возвращен в
исходное положение, на податчик введена очередная заготовка
прямого, а также обратного хода подвижной траверсы 9. Тра-
верса 9 скреплена с рабочим плунжером 7 полукольцами и на-
правляется по верхним колоннам станины с помощью двух
регулируемых полувтулок 3, обеспечивающих возможность ус-
тановки прессштемпеля 23 соосно с втулкой контейнера 10.
В исходном положении нижняя зажимная губка поворотного
податчика заготовок 24 сопрягается с наклонным лотком, по ко-
торому скатываются нагретые в индукционной печи заготовки.
Зажим губок и поворот податчика на ось прессования осуще-
ствляются поршневыми гидравлическими цилиндрами, рабо-
тающими при давлении 10 кгс/см2.
46
Отделенная от прессостатка прессшайба скатывается по на-
клонному лотку, прикрепленному к отсекателю, на горизон-
тальный лоток, сопрягающийся с торцом нижней губки подат-
чика. Эта прессшайба вновь поступает на податчик во время
очередного прессования с помощью механизма, кинематика ко-
торого ясна из рис. 24.
Контейнер пресса (рис. 23) установлен в литом стальном
корпусе 22, который перемещается по коротким направляющим
стойкам, вынесенным за габаритные размеры нижних колонн.
В вертикальной плоскости контейнеродержатель центрируется
по матрице-держателю 18 с помощью призматических направ-
с контейнером приводятся в
действие двумя цилиндрами,
смещенными от горизонталь-
ной оси пресса для обеспече-
ния подхода к матрице. Для
поддержания заданного темпе-
ратурного режима прессования
контейнер снабжен индукто-
ром 11. Температура нагрева
контейнера 400—500° С.
Матрицедержатель разме-
щен в ползуне /7, который
смонтирован в блоке 14, за-
крепленном в траверсе 15. Пол-
зун с матрицедержателем мо-
жет перемещаться в попереч-
ном направлении в направляю-
щих 13 блока 14 с помощью
ляющих. Контейнеродержатель
Рис. 24. Схема передачи отработав-
шей прессшайбы на податчик:
1 — нижняя губка податчика в исходном
положении; 2 — наклонный лоток пресс-
шайбы; 3 — подвижная траверса: 4 и 6 —
зубчатые колеса; 5 и 7 — зубчатые рейки;
8 — толкатель прессшайбы; 9 — горизон-
тальный лоток прессшайбы; 10 — наклон-
ный лоток заготовки
специального гидравлического цилиндра. Матрицедержатель за-
креплен в ползуне байонетным затвором.
Над матрицедержателем установлен отсекатель прессостат-
ка 12, Под матрицедержателем смонтирован отсекатель пресс-
шайбы 21. В связи с необходимостью работы с различными по
толщине прессостатками (от 30 до 105 мм) каретка 19 отсека-
теля прессшайбы может перемещаться вдоль оси пресса с по-
мощью регулировочного устройства 20.
Приемный стол 16 оборудован приводными роликами, ко-
торые включаются в момент начала очередного прессования и
позволяют сбрасывать готовый профиль в копильник до прихо-
да очередного выпрессовываемого профиля в зону сбрасыва-
телей.
Тяжелые детали и механизмы пресса смонтированы на
единой раме 3.
Два радиально-поршневых насоса 5, оборудованных меха-
низмами для объемного регулирования производительности,
установлены на маслобаке 4, связанном с рабочим цилиндром
пресса наполнительным клапаном. Максимальная производи-
тельность каждого насоса 400 л!мин. Максимальное допустимое
давление 200 кгс/см2. Усилие прессования уменьшается вместе
с уменьшением длины прессуемой заготовки. Пропорционально
усилию прессования изменяется и давление в рабочем цилиндре
и, следовательно, давление, развиваемое насосами. Изменение
давления в- рабочем цилиндре изменяет величину внутренних
утечек в насосах, а значит, и расход нагнетаемого ими масла.
С другой стороны, изменение давления приводит к упругим из-
менениям длины столба масла, заполняющего рабочий цилиндр
пресса. При работе с малыми скоростями прессования оба эти
фактора действуют настолько сильно, что вызывают отклонения
фактической скорости прессования от необходимой в несколько
раз, т. е. на сотни процентов. Разумеется, что нормальный ход
процесса выдавливания стержня при таких условиях невоз-
можен.
В связи с отмеченным в системе управления пресса преду-
смотрено автоматическое устройство, вращающее валики регу-
ляторов производительности насосов и обеспечивающее желае-
мые значения ускоренных прямых и обратных ходов исполни-
тельных ’механизмов, а также заданную стабильную скорость
прессования, не зависящую (точнее, мало зависящую) от изме-
нений давления в рабочем цилиндре в ходе прессования. Это
устройство изображено на рис. 25. В период прессования оно
работает по принципу следящей системы, а при других опера-
циях цикла обеспечивает в нужный момент реверс потоков мас-
ла, подаваемого насосами.
Скорость прямого и обратного хода подвижной траверсы за-
висит от настройки упоров 9 и 10, ограничивающих ход каретки
5, зацепленной с зубчатыми колесами 2 валиков регуляторов
производительности насосов. В исходном положении винт 5 на-
ходится в крайнем левом положении, каретка 3 прижата к упо-
ру 10, обеспечивая желаемую производительность насосов при
ходе траверсы вперед. Цилиндр 12 находится под давлением
вспомогательного насоса, удерживая винт 5 в исходном поло-
жении. Осуществляется холостой ход подвижной траверсы со
скоростью, соответствующей настройке упора 10. Кронштейн 6,
установленный на подвижной траверсе, проскальзывает вдоль
винта 5. В конце холостого хода кронштейн 6 воздействует на
ограничительную гайку 7, включая в работу следящую систему.
Ограничительная гайка 7 устанавливается в зависимости от
длины заготовки, определяющей длину холостого хода траверсы.
В момент касания кронштейном 6 гайки 7 каретка 3 винтом 5
отделяется от упора 10 и включает магнит золотника 1 и задаю-
щий электродвигатель постоянного тока 8.
Вращение электродвигателя 8 вызывает перемещение карет-
ки вдоль винта в направлении увеличения производительности
49
насосов. В свою очередь, винт, движущийся вместе с траверсой,
стремится переместить каретку в направлении уменьшения про-
изводительности насосов. В результате суммирования скоростей
этих противоположно направленных движений шестерни 2 ре-
гуляторов производительности насосов устанавливаются в поло-
жение, соответствующее заданной скорости прессования, т. е.
скорости навинчивания гайки 4. Как только скорость траверсы
начинает разниться от заданной скорости навинчивания гайки 4,
возникает перемещение каретки 3 и шестерен 2, изменяющее
От рабочего цилиндра
Рис. 25. Схема управления реверсивными радиально-поршневыми насо-
сами с регулируемой производительностью
производительность насосов в направлении, исключающем эту
разницу скоростей.
По окончании прессования задающий электродвигатель 8 пе-
реключается на обратный ход. Каретка 3 перемещается по не-
подвижному винту 5 к упору 9. При этом ‘поток масла, подавае-
мого насосами, реверсируется. В соответствии с работой гидрав-
лических аппаратов схемы управления прессом происходит от-
вод контейнера при неподвижном прессштемпеле, а затем отвод
прессштемпеля от матрицы. Скорость отвода контейнера и
прессштемпеля определяется настройкой упора 9. При возврате
прессштемпеля в исходное положение кронштейн 6 проскальзы-
вает вдоль винта 5, освобождая гайку 7. Электродвигатель S,
вращая гайку 4, возвращает винт 5 в исходное положение; при
этом усилие, необходимое для возврата винта и закрепленного
50
на его конце плунжера в исходное положение, уравновешивается
силой реакции упора 9. Не доходя приблизительно 50 мм до ис-
ходного положения, винт, действуя на концевой выключатель,
отключает электродвигатель <8 и магнит золотника 1. В цилиндр
12 поступает жидкость под давлением, и каретка 3 переводится
с упора 9 на упор 10, переключая тем самым насосы в исходное
положение для совершения очередного цикла. Дроссельный зо-
лотник 11 введен в схему с целью увеличения точности стабили-
зации малых скоростей прессования. При положениях каретки 3,
близких к среднему, нагнетательная магистраль насосов прину-
дительно соединяется этим золотником со сливной магистралью
и для поддержания заданной малой скорости насосы автомати-
чески выводятся на большую производительность. Таким обра-
зом, в эоне действия этого золотника искусственно увеличивает-
ся крутизна характеристики а — q, где а — угол поворота ше-
стерни 2; q — производительность насосов.
Рассмотренная система позволяет регулировать скорость
прессования в диапазоне от 1 до 20 мм)сек. При работе на наи-
меньшей скорости прессования отклонения фактической скоро-
сти от заданной не превышают ±10%. При работе на больших
скоростях прессования точность стабилизации скорости еще бо-
лее высокая.
Принцип автоматизации работы схемы управления прессом
основан на контроле положений его исполнительных механиз-
мов с помощью концевых выключателей, воздействующих на
магнит золотника, управляющего храповым механизмом элек-
трического командоаппарата.
Гидравлическая схема пресса приведена на рис. 26. Схемой
предусматривается использование обеих нагнетательных магист-
ралей главных насосов. Главные насосы — радиально-поршне-
вые, с объемным регулированием производительности и с ревер-
сированием нагнетательных магистралей.
При работе насосов на первой магистрали осуществляются
операции ускоренного (холостого) хода подвижной траверсы
вперед и прессования. При реверсировании насосов на вторую
нагнетательную магистраль осуществляются операции обратного
хода подвижной траверсы, отвод и прижим контейнера, отделе-
ние прессшайбы и прессостатка, возврат отсекателей прессшай-
бы и прессостатка в исходное положение.
Использование двух нагнетательных магистралей насосов и
возможность раздельного регулирования производительности на
каждой из них позволяют назначать наиболее рациональные
скорости исполнительных механизмов пресса.
Для предохранения податчика заготовок от поломки во вре-
мя холостого хода подвижной траверсы в гидравлической схеме
предусмотрена блокиров-ка, включающая в себя два сливных
золотника 14 и 15. Золотник 14 выполнен нормально закрытым,
51
сл
ND
Рис. 26. Гидравлическая схема управления прессом-автоматом с индивидуальным приводом
для изготовления фасонных стержней
а золотник 15— нормально открытым. Последовательно под-
ключенные друг к другу золотники соединяют магистраль пря-
мого хода траверсы со сливной. В начале холостого хода, когда
податчик ввел заготовку на ось прессования, полость цилиндр-
ров 11 ускоренного хода отъединена от сливной магистрали зо-
лотником 14. Холостой ход осуществляется с подпором в цилинд-
рах обратного хода; при этом предохранительный клапан 3 ра-
ботает при давлении 100—150 кас/слс2, и поэтому в момент, когда
подвижная траверса в конце холостого хода принудительно от-
крывает золотник 14, она останавливается без перебега. После
вывода податчика из зоны пресса магнит предохранительного
клапана 3 отключается, и подпор в цилиндрах обратного хода
ликвидируется. В конце отвода податчика в исходное положе-
ние принудительно закрывается золотник 15; при этом слив жид-
кости из цилиндров ускоренного хода перекрывается, холостой
ход подвижной траверсы вперед продолжается.
Наличие в конструкции клапана наполнения 8 подпорных
золотников 9 и 12 позволяет автоматически произвести закры-
тие клапана наполнения сразу же после окончания холостого хо-
да подвижной траверсы.
При открытом клапане наполнения полость главного цилинд-
ра через задвижку 6 соединена с маслобаком, установленным
на задней траверсе.
Гидравлическая схема предусматривает возможность работы
цилиндров контейнера и цилиндров отсекателей прессостатка и
прессшайбы от обеих магистралей насосов 2. Вспомогательные
механизмы пресса (податчик заготовок, механизмы сталкивания
заготовки на податчик, механизм выталкивания матрицы, меха-
низм сброса изделий с приемного стола, механизм управления
насосами, а также система управления распределителями высо-
кого давления) питаются от встроенных в главные насосы ше-
стеренных насосов с общей производительностью 160 л)мин и
давлением 10 кгс!см2. Все механизмы пресса, участвующие в
автоматическом цикле, имеют также ручное управление с пуль-
та пресса. Цилиндр стола матрицедержателя, питающийся от
магистрали высокого давления, и цилиндр механизма выталки-
вания матрицы в рабочем цикле пресса не участвуют и имеют
только ручное управление. Сливной клапан 5 служит для отсеч-
ки полости главного цилиндра от магистрали насосов в период
сброса давления из главного цилиндра. Сброс давления из глав-
ного цилиндра осуществляется с помощью распределителя 7. Ре-
ле давления 10 предназначено для подачи команды на прекра-
щение сброса давления из главного цилиндра во избежание от-
хода прессштемпеля от прессшайбы в период отвода контейне-
ра. Напорный золотник 16 соединяет цилиндр отсекателя пресс-
остатка с магистралью низкого давления для принудительного
поддержания отсекателя в исходном положении.
53
Напорные золотники 13 и 18 обеспечивают требуемую после-
довательность движений механизмов. Подпорный золотник 17
исключает произвольное движение поршня. Клапаны 1 и 4 —
предохранительные. При дальнейшем совершенствовании дан-
ной схемы управления целесообразна разработка варианта, при
котором управление вспомогательными исполнительными меха-
низмами пресса, а также распределителями высокого давления
будет осуществляться от многопозиционного поворотного гид-
равлического командоаппарата, аналогичного рассмотренному
в предыдущей схеме управления.
Техническая характеристика пресса-автомата
с индивидуальным приводом
Номинальное усилие пресса: Полный ход подвижной травер-
в тс.................... 1200 сы в мм......................1300
в кн......................11 800
Наибольшее усилие цилиндров
контейнера на прижиме:
в тс.......................140
в кн......................1370
Наибольшее усилие цилиндров
контейнера на отводе:
в тс.......................200
в кн......................1960
Рабочее давление жидкости:
в кгс/см2 .................200
в Мн/м* ..................19,6
Общий вес пресса:
в тс.......................120
в кн......................1180
Общая производительность на-
сосов в л/мин................800
Скорость прессования в мм/сек:
максимальная.............. 20
минимальная ............... 1
Длина контейнера в мм .... 715
Диаметр втулки контейнера
в мм:
наибольший................150
наименьший ............... 85
Длина заготовки в мм-.
наибольшая................600
наименьшая................240
Габаритные размеры пресса в мм:
длина.................. 24 000
ширина................... 5500
высота над уровнем пола. . 3900
глубина под полом . . . , 1000
Производительность пресса
в tutn/ч....................56—5
3. ПРЕССЫ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ТРУБ
Процесс изготовления труб методом прессования во многом
аналогичен рассмотренному в разделе 2 процессу изготовления
фасонных стержней. Известны два способа прессования труб:
из цельных и из предварительно прошитых или просверленных
заготовок. Ниже рассматриваются конструкции трех прессов
для изготовления медных или алюминиевых труб из предвари-
тельно прошитых или просверленных заготовок прямым мето-
дом прессования. Медные и алюминиевые трубы прессуются при
высоких скоростях движения прессштемпеля, причем изменение
скорости в ходе прессования существенного влияния на качест-
во продукции не оказывает, зато центрирование рабочей иглы
относительно отверстия матрицы решающим образом влияет на
равностенность получаемых труб.
Если прессы для изготовления труб больших диаметров пре-
имущественно выпускаются в горизонтальном исполнении, что
54
вызывается в основном соображениями удобства их эксплуата-
ции, то для прессов, предназначенных для изготовления труб
сравнительно небольших диаметров, наиболее характерным яв-
ляется вертикальное исполнение, так как гари вертикальном раз-
мещении иглы и прессштемпеля упрощается задача их центри-
рования относительно отверстия контейнера и сокращается из-
нос направляющих подвижной траверсы.
Комплект рабочего инструмента в рассматриваемых прессах
состоит из прессштемпеля, иглы и матрицы. Отделение трубы
от прессостатка осуществляется специальным отрезным пуан-
соном, который после окончания прессования вводится в контей-
нер и прошивает в прессостатке отверстие диаметром, равным
наружному диаметру трубы, тем самым отделяя трубу от пресс-
остатка, а при обратном ходе извлекает его из контейнера.
Основные элементы конструкции пресса усилием 600 тс для
изготовления труб из цветных сплавов видны на рис. 27. Пресс
имеет цельнолитую стальную станину /, в верхней части кото-
рой смонтирован главный цилиндр 2, а в нижней части — кон-
тейнер S, оборудованный индуктором. Контейнер опирается на
плиту 11. в пазу которой установлен ползун 12 с матрицедержа-
телем и матрицей. При необходимости замены матрицы, а так-
же при извлечении из контейнера заклинившейся заготовки пол-
зун 12 передвигается вправо с помощью гидроцилиндра. Обрат-
ный ход главного плунжера 3 с прикрепленной к нему подвиж-
ной траверсой 4 осуществляется с помощью цилиндров 9, кото-
рые смонтированы в кронштейнах 10, закрепленных на станине.
Подвижная траверса 4 перемещается в направляющих 15 ста-
нины. Регулировка зазоров между направляющими планками
15 и 16 производится регулировочными винтами 14. Прессштем-
пель 6 и игла 7 закреплены неподвижно в головке 5, которая
прикреплена к нижней плоскости подвижной траверсы 4. Кон-
тейнер 8 устанавливается соосно с иглой 7 с помощью регули-
ровочных винтов 13.
Отрезка выпрессованной трубы от прессостатка и удаление
прессостатка осуществляются отрезным пуансоном 4 (рис. 28),
установленным на ползуне 3 механизма отрезки. Этот механизм
смонтирован на подвижной траверсе 2 пресса. После окончания
прессования подвижная траверса 2 вместе с инструментом под-
нимается в верхнее исходное положение. Ползун механизма
отрезки с закрепленным на нем отрезным пуансоном 4 переме-
щается цилиндром 1 на ось пресса. При ходе траверсы 2 вниз
пуансон 4 отрезает гарессостаток от трубы, а при обратном ходе
извлекает его из контейнера. Затем ползун механизма отрезки
возвращается с оси прессования в исходное положение. При
последующем прессовании отрезной пуансон с висящим на нем
прессостатком заходит в качающийся съемник 5, который при
возврате траверсы 2 в исходное верхнее положение снимает
55
Рис. 27. Конструкция пресса с ручным
управлением и насосно-аккумулятор-
ным приводом для прессования труб
из цветных сплавов
56
прессостаток с пуансона. Изделия выпрессовываются в приямок
под прессом, где установлен радиусный направляющий лоток и
приемный стол. Управление работой пресса осуществляется при
помощи однорычажного клапанного распределителя высокого
давления и двухпозиционного поворотного распределителя низ-
кого давления.
Техническая характеристика гидравлического пресса с ручным управлением
и насосно-аккумуляторным приводом
Номинальное усилие прес-
са:
в тс.................. 600
в кн................. 5900
Рабочее давление’жидко-
сти в насосно-аккуму-
ляторной станции:
в кгс/см2............. 200
в Мн/м2.............. 19,6
Вес прессовой установки:
в тс.................... 42
в кн.................. 412
Наибольшая скорость
прессования в мм/сек . 100
Размеры отверстий вту-
лок контейнера в мм . 85; 100;
Высота контейнера в мм
Габаритные размеры прес-
са в мм:
длина................ . 7000
ширина ........... 4050
высота над уровнем
пола............... 5325
Наибольший ход подвиж-
ной траверсы в мм . . 900
Скорость холостого хода
в мм/сек............... 230
Обогрев контейнера . .. Индукцион-
ный. током
промышлен-
ной частоты
57
400
Гидравлическая схема пресса приведена на рис. 29.
На рис. 30 изображен аналогичный по назначению пресс,
оборудованный индивидуальным маслонасосным приводом.
Конструкция такого пресса представлена на рис. 31. Рабочий
цилиндр 2, закрепленный в верхней части стальной литой ста-
нины /, обеспечивает две ступени усилия прессования и соот-
ветственно два значения максимальной скорости прессо-
вания.
При работе на малом поршне максимальное усилие состав-
ляет 300 тс, а максимальная скорость 4,5 см]сек. При работе на
двух поршнях максимальное усилие увеличивается до 600 тс, а
максимальная скорость уменьшается до 2,25 см!сек. Конструкция
подвижной траверсы, контейнера, ползуна, а также способ креп-
ления •прессштемпеля и иглы .не отличаются от рассмотренных
выше.
Отделение трубы -от прессостатка производится здесь иным,
по сравнению с приведенным ранее, способом. Для этого ис-
пользуется перемещение ползуна 7 в правое положение, во вре-
мя которого матрица с трубой отделяется от прессостатка, ос-
тающегося .в контейнере. Далее в контейнер закладывается пло-
ская шайба, которая проталкивается иглой и падает вместе с
прессостатком по наклонному левому торцу ползуна 7 на фун-
даментную плиту пресса.
Гидравлическая схема пресса приведена на рис. 32. Для
привода подвижной траверсы 'пресса использованы два радиаль-
но-поршневых насоса 11 с реверсированием потока жидкости и
электромагнитным управлением. Каждую из двух нагнетатель-
ных магистралей насосов можно настраивать на желаемую
производительность. Максимальная производительность на каж-
дой магистрали 200 л!мин. Наполнительно-сливные клапаны 4
нормально открытые. Холостой ход вниз подвижной тра-
версы происходит под действием силы тяжести при включении
магнита клапана 22, сообщающего полость обратного хода глав-
ного цилиндра 3 -с маслобаком. Клапан 21 исключает утечку
масла из полости обратного хода через насосы в маслобак в
период держания подвижной траверсы на весу. В этот период
обе нагнетательные магистрали насосов работают на нулевой
производительности и дополнительно сообщаются со сливной
магистралью во избежание ползучих движений подвижной тра-
версы.
При включении насосов 11 на подачу масла в магистраль
прямого хода траверсы наполнительно-сливные клапаны закры-
ваются под действием подпорных клапанов 5, которые
одновременно используются для сообщения рабочих полостей
главного цилиндра 3 с напорной магистралью насосов 11.
Включение пресса на первую или вторую ступень усилия
осуществляется клапаном 6. Малый поршень главного цилиндра
58
Рйс. 29. Гидравлическая схема управления прессом с ручным управлением и насосно:аккумуляторным приводом
для прессования труб из цветных сплавов:
1 — водяной предохранительный клапан наполнителя; 2 — вентили управления цилиндром перемещения ползуна матрицы;
3 — двухпозиционный поворотный распределитель низкого давления; 4 — наполнительно-сливной клапан главного цилиндра;
5 — наполнитель; 6 — воздушный предохранительный клапан; 7 — клапанный распределитель высокого давления; 8 — дроссель
регулирования скорости прессования; I, II, III, /V —позиции рукоятки управления
сообщен с напорной магистралью насосов при любом состоянии
клапана 6, Включение в работу большого поршня происходит
при подъеме этого клапана, 'причем управление им осуществля-
ется от электромагнитного сливного золотника. Разгрузка рабо-
чих полостей главного цилиндра перед совершением обратного
Рис. 30. Пресс-автомат с индивидуальным приводом
для прессования трубы из цветных металлов
хода осуществляется через магистраль прямого хода насосов,
которая при реверсировании потока обращается во всасываю-
щую магистраль. Такой способ обеспечивает хорошую
плавность разгрузки, поскольку производительность потока сжа-
той жидкости, освобождаемой из рабочих полостей главного
60
Рис. 31. Конструкция пресса с инди-
видуальным приводом:
/ — станина пресса; 2 — рабочий ци-
линдр; 3 — подвижная траверса; 4 —
прессштемпель; 5 — игла; 6 — контейнер:
7 — ползун матрицедержателя
61
62
цилиндра, не может превысить производитель-
ность насосов.
От момента реверсирования насосов И и
до момента открытия наполнительно-сливных
клапанов 4 нагнетательная магистраль обрат-
ного хода сообщена с маслобаком через ради-
альные отверстия, выполненные в корпусах на-
полнительно-сливных клапанов, что исключает
бесполезное нагружение насосов в начальный
период обратного хода.
Управление движениями подвижной тра-
версы и ползуна матрицы осуществляется от
рукоятки многопозиционного электрического
командоаппарата, допускающего воспроизве-
дение движений траверсы и ползуна матрицы
как в заранее заданной, так и в любой желае-
мой последовательности.
Техническая характеристика гидравлического
пресса-автомата с индивидуальным приводом
Номинальное усилие пресса:
первая ступень........................... 300 тс
(2950 кн)
вторая ступень....................... 600 тс
(5900 кн)
Усилие обратного хода:
в тс..................................... 70
в кн................................. 690
Давление жидкости:
в кгс/см2 ................................... 200
в мн/м2 ............................... 19,6
Вес прессовой установки:
в тс......................................... 45
в кн..................................... 440
Наибольший ход подвижной траверсы в мм 900
Наибольшее расстояние между иглой и кон-
тейнером в мм............................ 200
Наибольший диаметр втулки контейнера в мм 100
Высота контейнера в мм ......... 400
Скорость хода в мм/сек\
холостого вниз........................... 50—150
обратного............................ 170
Наибольшая скорость прессования в мм/сек'.
на первой ступени усилия ................ 45
на второй ступени усилия ................ 21
Производительность насосов главного привода
в л/мин...................................... 400
Габаритные размеры пресса в мм:
в плане.................................. 5000x4780
над уровнем пола..................... 5370
под полом............................ 6100
63
На рис. 33 представлен схематический чертеж пресса-автома-
та, входящего в автоматическую линию, обеспечивающую тех-
нологический процесс со следующей пооперационно-маршрутной
схемой:
1) выдача нагретой заготовки из автоматической индукцион-
ной печи на приемный лоток 14 податчика 16\
2) зажим заготовки гидравлической головкой 15 и подача ее
на ось контейнера; в этом положении головка 15 освобождает
заготовку и она падает в контейнер;
Рис. 33. Конструкция пресса-автомата с насосно-аккумуляторным приво-
дом для прессования труб из цветных металлов
3) возврат податчика в исходное положение;
4) поворот прессующей головки 5 на 90° вокруг вертикаль-
ной оси до совмещения правого прессующего прессштемпеля 7 с
осью контейнера 9;
5) холостой ход вниз подвижной траверсы 4\
6) прессование;
7) возврат подвижной траверсы в исходное положение;
8) поворот головки 5 на 90° в прежнем направлении до со-
вмещения оси одного из двух отрезных прессштемпелей 6 с осью
контейнера;
9) ход вниз подвижной траверсы и отрезка трубы от пресс-
остатка;
64
10) -извлечение прессостатка из контейнера при возврате
подвижной траверсы в исходное положение; прессостаток при
этом остается на отрезном пуансоне.
Съем прессостатка с отрезного пуансона производится ка-
чающимся съемником, рассмотренным на стр. 57. Из приведен-
ной пооперационно-маршрутной схемы видно, что в работе прес-
са поочередно участвуют два рабочих и два отрезных пресс-
штемпеля, за счет чего значительно снижается их разогрев и
увеличивается стойкость. Цилиндр обратного хода 1 закреплен
на днище главного цилиндра 2; большая часть длины цилинд-
ра 1 находится внутри цилиндра 2. Плунжер обратного хода
соединяется с подвижной траверсой двумя вертикальными тяга-
ми 3. Это весьма рациональный способ компоновки двух вза-
имосвязанных плунжерных цилиндров. В отличие от ранее рас-
смотренных конструкций, индуктор 8 размещен не в теле кон-
тейнера, а на внутренней поверхности контейнеродержателя.
Некоторое увеличение тепловых и электрических потерь, связан-
ное с таким способом компоновки индуктора, компенсируется
упрощением конструкции контейнера, который более, чем дру-
гие детали, подвержен износу.
Ползун 11 с гидравлическим цилиндром 13 выполнены ана-
логично рассмотренным ранее прессам. В данную конструкцию
введены цилиндры 10 для подъема контейнера при перемеще-
ниях ползуна 11. Боковые ниши станины 12 использованы для
размещения панелей электроаппаратуры. Вращение головки 5
осуществляется двумя гидравлическими цилиндрами, закреплен-
ными на подвижной траверсе и приводящими в движение рейку
зубчатого колеса, оборудованного храповым механизмом. Вы-
прессованное изделие после отделения прессостатка скользит по
наклонному лотку и попадает в правильное устройство, а затем
на приемный стол, снабженный приводными роликами. В конце
приемного стола изделие автоматически сбрасывается в захваты
подъемника, который транспортирует изделие из приямка на
копильник, установленный на уровне пола.
Гидравлическая схема прессовой установки приведена на
рис. 34. Главный цилиндр S, цилиндр 7 обратного хода подвиж-
ной траверсы, цилиндр 1 ползуна и цилиндры 2 контейнера при-
водятся от насосно-аккумуляторной станции с давлением
320 кгс!см2. Цилиндры 5 поворотной головки, цилиндр податчи-
ка 32, цилиндр сбрасывателей приемного стола 30 и сервоци-
линдры распределителей приводятся от шестеренного насоса 17
с давлением 12 кгс]см2 и производительностью 125 л]мин. Холо-
стой ход приближения подвижной траверсы осуществляется от
наполнителя 15 с давлением 6—8 кгс/см2. В связи с повышен-
ными скоростями подвижной траверсы (до 600 мм/сек) преду-
смотрены путевые дроссели 33, тормозящие движение траверсы
в конце хода. Автоматическое включение рабочего хода после
3 Заказ 1299 65
Рис. 34. Гидравлическая схема управления прессом-автоматом с насосно-аккумуляторным приводом:
1 — цилиндр ползуна; 2 — цилиндры контейнера; 3 — подпорный золотник; 4 — фиксатор поворотной головки; 5 — цилиндры пово-
рота головки; 6 — золотник привода поворотной головки; 7 — цилиндр обратного хода; 8 — главный цилиндр; 9 — наполнитель-
но-сливной клапан главного цилиндра; 10 — реле давления; 11 — дроссель; 12 — манометр; 13 — золотник зажимного устройства;
14 — предохранительный клапан наполнителя; 15 — наполнитель; 16 — предохранительный клапан; 17 — шестеренный насос; 18 —
клапанный распределитель привода подвижной траверсы; 19 — входной вентиль; 20 — компенсатор гидроударов; 21 — обратный
клапан; 22 — воздушно-масляный аккумулятор; 23 — маслобак; 24 — золотник управления распределителем /&; 25 — золотник уп-
равления клапаном рабочего хода пресса; 26 — поворотная головка; 27 — золотник управления распределителем цилиндров
контейнера и ползуна; 28 — клапанный распределитель цилиндров контейнера и ползуна; 29 — золотник управления сбрасывателем
изделий; 30 — приемный стол со сбрасывателем; 31 — приводные ролики стола; 32 — податчик заготовки; 33 — путевые дроссели
опускания прессштемпеля на заготовку осуществляет-
ся от сигнала реле давления 10.
При посадке подвижной траверсы на заготовку
давление в магистрали цилиндра обратного хода пада-
ет, и реле давления 10 дает сигнал на включение опе-
рации рабочего хода. Поворот головки 26 осуществ-
ляется гидравлическими цилиндрами 5, а остановка ее
в заданном положении — фиксатором 4. Скорость
прессования устанавливается ручным дросселем 11.
Зажимное устройство податчика 32 действует от сжа-
того воздуха наполнителя 15 и управляется золотни-
ком 13. Схема допускает возможность работы на руч-
ном управлении с пульта, смонтированного на фасад-
ной стенке станины пресса. Цилиндры контейнера и
ползуна в автоматической работе пресса не участвуют
и управляются вручную, с помощью кулачкового рас-
пределителя 28. Подпорный золотник 3 предназначен
для регулирования скорости поворота головки. Высо-
кие скорости исполнительных механизмов при ограни-
ченной производительности насоса 17 обеспечиваются
воздушно-масляным аккумулятором 22. Приводные
ролики 31 транспортируют изделия в конец приемного
стола 30, гд£ они перекладываются сбрасывателями в
захваты подъемного механизма.
Техническая характеристика гидравлического пресса-автомата
с насосно-аккумуляторным приводом
Номинальное усилие пресса:
в тс ........................................................ 600
в кн ............................................. 5900
Рабочее давление жидкости в насосно-аккуглуляторной
станции:
в кгс/см2 .......................................... 320
в Mh/jh2 .......................................... 31,4
Вес прессовой установки:
в тс.......................................................... 48
в кн................................................ 470
Наибольший ход подвижной траверсы в мм ................ 1000
Скорость хода в мм/сек-.
холостого.................................................... 400
обратного . ........................................ 600
Наибольшая скорость прессования в мм/сек ............ 133
Диаметр отверстий втулок контейнера в мм .... 75; 85;
100; 120
Габаритные размеры пресса в мм:
длина................................................... 14 250
ширина ............................................ 7780
высота над уровнем пола.......................... 6285
глубина под полом.................................. 9500
Максимальная производительность для медных труб ' ,
в шт/ч................................................ 200
67
3*
Рассмотренная прессовая установка проектировалась значи-
тельно ранее установки, изображенной на рис. 18 и 19. Целе-
сообразно сравнить их схемы управления, чтобы наглядно оце-
нить упрощения, достигаемые за счет применения многопо-
эиционного поворотного распределителя при управлении
вспомогательными исполнительными механизмами.
4. ПРЕСС ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ БИМЕТАЛЛИЧЕСКОЙ ПРОВОЛОКИ
Замена медной проволоки биметаллической (сталеалюми-
ниевой) вызвана необходимостью экономии меди. В ближайшее
время сталеалюминиевые провода заменят медные на воздуш-
ных линиях местных электропередач, линиях связи и в ряде дру-
гих областей.
Основную токовую нагрузку в биметаллическом проводе не-
сет алюминиевая оболочка, а стальной сердечник придает ему
необходимую прочность. Биметаллический провод по своим проч-
ностным и электрическим свойствам не отличается от проводов
из чистой меди, при этом стоимость его значительно ниже. При-
менение биметаллических проводов для воздушных линий элек-
тропередач снижает стоимость 1 км линии на 50—80 руб.
В настоящее время основным методом получения биметал-
лических проводов является метод выдавливания разогретого
алюминия через отверстие матрицы, в центр которой введена
стальная проволока. Имеется принципиальная возможность по-
лучения биметаллических проводов на действующих прессах
для наложения алюминиевой оболочки на кабельные изделия,
однако такое использование кабельных прессов резко снижает
их производительность и ввиду сложности и высокой стоимо-
сти этого оборудования оказывается экономически нецелесооб-
разным.
Ниже описывается гидравлическая прессовая установка для
изготовления ‘биметаллической сталеалюминиевой проволоки.
На рис. 35 показаны основные агрегаты, входящие в состав
прессовой установки.
Работа установки происходит следующим образом. Проволо-
ка сматывается с отдающего устройства под действием усилия
тянущих роликов механизма правки, проходит через входной
регулятор скорости и подается в рабочую зону пресса. Очистка
проволоки происходит в процессе ее правки при прохождении
через ступенчато смещенные фильеры вращающегося правиль-
ного барабана. Поданная в рабочий контейнер пресса выправ-
ленная и очищенная проволока покрывается алюминиевой обо-
лочкой, проходит через выходной регулятор скорости, натяжное
устройство, раскладчик проволоки и либо принимается на бара-
бан приемника, либо сформируется в бунт. Расположенное перед
приемником натяжное устройство используется только в случае
68
0098
18500
Рис. 35. Гидравлическая прес-
совая установка для изготов-
ления биметаллической прово-
локи:
1 — отдатчик проволоки;
ханизм правки проволоки;
гулятор скорости подачи
2 — ме-
3 — ре-
______ _...г__________ проволо-
ки; 4 — гидравлический пресс; 5 —
индукционные нагревательные пе-
чи с загрузочными и транспорти-
рующими устройствами; 6 — на-
ба раба не; 8 — приемник с устройством
тяжное устройство; 7 — приемник с устройством для рядовой раскладки проволоки
для укладки проволоки в бунты; 9 — электрооборудование индукционных печей;
пульт управления; 12 — установка для охлаждения масла
на барабане; 8 — приемник с устройством
10 — электрооборудование пресса; 11 —
•м
о
Рис. 36. Конструкция пресса для изготовления биметаллической проволоки
^2700
приема .проволоки на барабан и обеспечивает необходимую
плотность ее укладки. Входной и выходной регуляторы скорости
реагируют на изменение высоты провисания проволоки и воз-
действуют на электродвигатель тянущих роликов механизма
правки и электродвигатель приемника, обеспечивая синхрон-
ность работы этих устройств.
На рис.-36 представлен разрез, а на рис. 37 — общий вид
гидравлического пресса для изготовления биметаллической про-
волоки.
Пресс (рис. 36) горизонтальный, рамный, двустороннего дей-
ствия. Станина пресса 1 цельнолитая. Прессующая головка
прессштемпелей 2 сменная. Положение прессштемпелей регули-
руется в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Головка 3
Рис. 37. Внешний вид гидравлического пресса для изготовления биме-
таллической проволоки
с инструментом 4 закреплена в двух пазах станины. Подача
слитков на ось прессования осуществляется рычагами 5. Цилинд-
ровые группы 6 выполнены со встроенным в тело плунжера
поршнем 7 для осуществления быстрого холостого и обратного
ходов. Хвостовая часть плунжера, в которой монтируется пор-
шень, использована как вторая направляющая плунжера глав-
ного цилиндра. Такая (конструкция позволила исключить приме-
няемые в подобных случаях дополнительные ползуны, сократить
вес и габаритные размеры пресса. Верхняя часть станины
использована как резервуар 8 рабочей жидкости. На фасадной
части станины расположен синхронизатор 9 перемещений рабО'
чих плунжеров и корректор 10. Верхняя часть станины закры-
вается плитой, на которой установлены электродвигатели с ра-
бочими насосами 11. К днищам цилиндров сбоку крепятся на-
полнительные клапаны 12. Фотоэлементы 13 контролируют
попадание слитков на ось прессования.
Головка (рис. 38) закреплена на двух пластинах 1. Кор-
пус 2 цельнокованый, с просверленными под нагревательные
71
стержни 3 отверстиями. Дорн 4 и матрица 5 вставляются по по-
садке во вкладыш 6 и крепятся в головке гильзами 7 и 8. Регу-
лирование зазора между дорном и матрицей, определяющего
толщину оболочки, производится поворотом гильзы 7, имеющей
снаружи шестигранник под ключ. Со стороны прессштемпелей
в головку запрессовываются сменные втулки из высококачест-
венной термообработанной стали. Для уменьшения теплоотдачи
головки свободные поверхности ее покрываются асбестовыми
Рис. 38. Головка гидравлического пресса для изготовления биметал-
лической проволоки
прокладками 9. Извлечение дорна и матрицы из головки осу-
ществляется путем вывинчивания гильз 3; при этом закреплен-
ные в гильзах -втулки 10 своими заплечиками вытягивают ин-
струмент из головки.
Для обеспечения равномерности толщины алюминиевой обо-
лочки необходимо синхронное движение прессштемпелей во вре-
мя прессования. С этой целью в прессе предусмотрен механизм
синхронизации перемещений плунжеров, основные элементы ко-
торого отмечены на рис. 37. Синхронизатор состоит из зубчато-
реечного дифференциала 1 с копиром 2 и гидравлического кор-
ректора перемещений 3. Сущность работы этого механизма за-
ключается в алгебраическом суммировании противоположно
направленных перемещений рабочих плунжеров пресса и пере-
даче этого сигнала через ролик 4, рычаг 5, поворачивающийся
вокруг неподвижной оси, и качающуюся планку 6 на толка-
тель 7 гидравлического корректора 3, осуществляющего слив
рабочей жидкости из опережающего цилиндра. При этом дви-
жение рабочих плунжеров пресса синхронизируется.
72
Зубчато-реечный дифференциал схематично изображен на
рис. 39. В период прессования рабочие плунжеры пресса пере-
мещают две противолежащие рейки /, находящиеся в зацепле-
нии с зубчатым колесом 2. При равном по величине перемеще-
нии обеих реек зубчатое колесо вращается вокруг своей оси,
а его центр остается неподвижным. При появлении опережения
одной из реек зубчатое колесо 2 одновременно с вращением нач-
нет перемещаться в сторону движения опережающей рейки. Свя-
занный с осью шестерни корпус 3 передает это движение на
Рис. 39. Зубчато-реечный дифференциал
толкатель гидравлического корректора. Зубчатое колесо 4 и
гидравлический цилиндр 5 обеспечивают постоянный противо-
момент вращению колеса 2, за счет чего выбираются зазоры в
зацеплениях и на стыках движущихся деталей механизма. Же-
лаемая величина коэффициента передачи от корпуса 3 до тол-
кателя гидравлического корректора определяется крутизной угла
скоса копира 6.
Техническая характеристика пресса для изготовления биметаллической проволоки
Номинальное усилие прессо-
вания:
в тс................... 600
в кн.................. 5900
Номинальное усилие плунже-
ра при холостых ходах:
при ускоренном ходе впе-
ред
в тс................... 240
в кн .................... 2350
при обратном ходе
в тс.................... 200
в кн....................1960
Удельное давление прессова-
ния:
в кгс/см2 ............ 9500
в Мн/м2................ 930
73
Давление масла в системе
вспомогательных механиз-
мов:
в кгс/см2................ 13
в Мн/м2 ................1,27
Рабочее давление масла:
в кгс/см2............... 200
в Мн/м2 ..............19 6
Наибольшая температура на-
грева слитка и головки
в °C...................... 500
Вес прессуемых слитков:
в кгс................... 5,2
в н..................... 51
Вес установки (общий):
в тс..................... 46
в кн.................... 450
Скорость хода в мм/сек:
ускоренного............. 300
обратного............... 300
Скорость выпрессовки прово-
локи в м/мин:
наибольшая............... 3
наименьшая............. 0,5
Полный ход плунжера в мм 680
Диаметр прессуемой прово-
локи в мм:
наибольший............... 8
наименьший............... 3
Толщина оболочки в мм:
наибольшая .............. 2
наименьшая............. 0,5
Мощность электродвигателей
главного привода в кет. . 2x75
Производительность насосов
высокого давления в л/мин 2x200
Габаритные размеры пресса
в мм:
длина ................... 18500
ширина ............... 8600
высота над уровнем пола 2000
глубина под полом . . . 2000
Производительность пресса
в шт/ч....................60—10
Гидравлическая схема управления 'прессом (рис. 40) обеспе-
чивает автоматический и наладочный режимы работы. В исход-
ном положении автоматического цикла .работы схемы пресс-
штемпели разведены, путевые выключатели исходного положе-
ния нажаты, все электромагниты выключены, насосы работают
в режиме нулевой производительности. По команде от фото-
реле, фиксирующих поступление обоих слитков на ось прессо-
вания, включаются электромагниты управления насосами 1 и
электромагниты золотников управления главными цилиндрами
пресса. Наполнительные клапаны 4 открываются под действием
давления, развиваемого шестеренными насосами, смонтирован-
ными в корпусах главных насосов.
Рабочая жидкость от главных насосов по трубопроводам С
через обратные клапаны 2 и открытые золотники 3 поступает
в полости А цилиндров ускоренного хода; при этом рабочие по-
лости главных цилиндров сообщаются с маслобаком через от-
крытые наполнительные клапаны 4. Происходит ускоренное дви-
жение прессштемпелей вперед. При окончании холостого хода
каждый прессштемпель упирается в слиток; при этом возрастает
давление в цилиндрах ускоренного хода. По команде от реле
давления 5 происходит реверсирование потока масла» пода-
ваемого насосами главного привода, из трубопровода С в тру-
бопровод Д. Количество подаваемого масла изменяется до
величины, соответствующей заданной скорости прессования. Од-
новременно происходит постепенное закрытие клапана 6, обеспе-
чивающего одновременное начало движения плунжеров. Масло
от главных насосов по трубопроводу Д через золотники 3 вновь
поступает в полости А цилиндров ускоренного хода, но на этот
74
раз также и в «полости цилиндров управления наполнительных
клапанов 4, вызывая их закрытие. Под действием возрастающего
давления открываются подпорные клапаны 7, пропуская ма«сло
от насосов в рабочие полости главных цилиндров. Происходит
рабочий ход главных плунжеров, во время которого описанный
выше ^механизм синхронизации перемещений обеспечивает их
синхронное движение.
Для предохранения пресса от случайной односторонней на-
грузки предусмотрена также система, реагирующая на разность
давлений «в рабочих цилиндрах, превышающую допустимую ве-
личину. Эта система состоит из корректора S, гидроусилителя 9
и датчика давлений 10. Обе полости датчика соединены с соот-
ветствующими главными цилиндрами. В исходном положении
поршень датчика находится «в нейтральном положении. При воз-
никновении недопустимой разницы давлений в главных цилинд-
рах поршень сместится из нейтрального положения на опреде-
ленную величину. Связанный с ним через гидроусилитель золот-
ник корректора 8 соответственно передвинется, что вызовет слив
части жидкости и прекращение роста давления в соответствую-
щем главном цилиндре. После окончания прессования главные
насосы реверсируются в положение, соответствующее макси-
мальной производительности. Масло через золотники 3 посту-
пает в возвратные полости Б цилиндров ускоренного хода, одна-
ко возврат главных плунжеров не происходит до тех пор, пока
не осуществится плавная разгрузка главных цилиндров от дав-
ления и не откроются наполнительные клапаны. Сброс давления
производится через обратные клапаны малого прохода, встроен-
ные в подпорные клапаны 7. Как только давление в рабочих
цилиндрах и в штоковых полостях наполнительных клапанов
снизится до величины, при которой они способны открыться под
действием постоянного подпора от шестеренных насосов, на-
чнется обратный ход.
Управление установкой при наладочном режиме производится
универсальными переключателями с главного пульта и с пультов
отдающего и приемного устройств. Оперативная остановка цик-
ла осуществляется с помощью клапана 6. При отключении элек-
тромагнита золотника управления клапаном 6 последний откры-
вается и соединяет магистраль высокого давления со сливной
магистралью. При включении магнита автоматический цикл ра-
боты продолжится. Исходные положения механизмов контроли-
руются конечными выключателями 11. Смазка прессштемпелей
производится графито-парафиновой смесью из бачка 12. Цирку-
ляция масла через охладитель осуществляется насосом 13.
Ниже рассматриваются некоторые вспомогательные механиз-
мы установки. Механизм правки проволоки (рис. 41) «состоит из
станины 1, подающих роликов 2 и правочного «барабана 3 с рас-
положенными вдоль его оси фильерами. Скорость вращения
76
Рис. 41. Механизм правки проволоки
77
00
Рис. 43. Приемник проволоки:
1 — левая стойка; 2 — правая стойка; 3 — цилиндр зажима катушки; 4 — поршень подвижной пиноли; 5 — подвижная
пиноль; 6 — зажимной конус подвижной пиноли; 7 — ведущая головка барабана; <8 — ведущий палец; 9 — электродвигатель
постоянного тока; 10 — редуктор; 11 — электромагнитный тормоз барабана; 12 — барабан; 13 — гидравлический подъемник;
14 — втулки, осуществляющие зацепление барабана с ведущими пальцами
подающих роликов синхронизирована через -входной регулятор
со -скоростью выхода проволоки из -пресса. Для этого привод
подающих роликов осуществлен от системы генератор—двига-
тель. Правильное устройство имеет отдельный привод.
Механизм приема проволоки на барабан состоит из двух
узлов: раскладчика и приемника. Раскладчик (рис. 42) скон-
струирован. по принципу, применяемому для раскладки ниток
в швейной машине. Проволока проходит между двумя ролика-
ми /, расположенными на каретке 2, которая совершает воз-
вратно-поступательное движение по колонкам 3. Посредством
Рис. 44. Взаимная компоновка механизмов индукционной нагре-
вательной печи
регулировочной муфты 4 каретка связана с водилом 5, совер-
шающим колебательное движение вокруг своей оси. Через ва-
риатор 3, вал 7 и редуктор 6 кулачок водила -получает враще-
ние от (приемника проволоки. Вариатор 8 предназначен для на-
стройки шага укладчика на определенный диаметр проволоки.
Настройка осуществляется штурвалом 9. Регулировка усилия
прижима дисков вариатора производится пружиной 10.
Приемник проволоки (рис. 43) скомпонован на общей раме
с раскладчиком. На левой стойке 1 крепится цилиндр 3 зажима
катушки с поршнем 4, подвижной пинолью 5 и зажимным кону-
сом 6. На правой стойке 2 крепится ведущая головка 7 с рас-
положенными в ней пальцами 8. Для подачи барабана на ось
вращения и его съема предусмотрен гидравлический подъем-
ник 13. Управление цилиндрами зажима -и подъема -барабана
производится с помощью золотников с ручным управлением.
Скорость намотки проволоки на барабан синхронизирована со
скоростью выхода проволоки из пресса.
Нагрев алюминиевых заготовок осуществляется в двух ин-
дукционных печах. -Общий вид печи для нагрева заготовок изо-
бражен на рис. 44. Все операции технологического цикла нагрева
79
заготовок осуществляются автоматически. Работа индукционной
нагревательной печм происходит следующим образом. Бункер 1
с холодными алюминиевыми слитками в количестве 20 шт. уста-
навливается на станину 4, и слитки поступают по наклонному
лотку к дозатору 2, который подает их по одному на приемный
лоток механизма загрузки 3. По команде от пресса податчик
механизма загрузки подает холодный слиток в индуктор 6, а на-
гретый слиток поступает из индуктора к механизму сбрасыва-
ния 5. В нужный момент реле времени дает команду на сбра-
сывание нагретого слитка, который по наклонному лотку скаты-
вается на призму механизма подачи слитка в контейнер пресса.
Далее цикл работы печи повторяется в той же последователь-
ности. Управление цилиндрами дозатора, податчика слитков и
сбрасывателя производится с помощью воздушных золотников
с электрическим управлением.
5. МАШИНЫ ДЛЯ ПРАВКИ ДЕТАЛЕЙ РАСТЯЖЕНИЕМ И КРУЧЕНИЕМ
Тонкостенные стержни и трубы фасонного сечения и большой
длины, изготовленные методом выдавливания через матрицу,
обычно имеют искривленную продольную ось и скрученные по
пологой винтовой линии образующие. Современный промышлен-
ный способ исправления геометрии этих изделий основывается
на их растяжении и кручении до предела текучести. Растяже-
нием исправляется кривизна продольной оси, кручением — вин-
тообразность изделия.
В настоящее время методом выдавливания через матрицу
изготовляются фасонные стержни и трубы из алюминия и его
сплавов, меди и ее сплавов, титана и стальных сплавов, вклю-
чая жаропрочные.
Правка изделий из легких и медных сплавов осуществляется
в холодном состоянии. Правка изделий из высокопрочных и осо-
бенно из жаропрочных сплавов возможна лишь при высокой
температуре.
На рис. 45 дана фотография машины для холодной правки
фасонных стержней и труб, а на рис. 46 — ее схематический чер-
теж.
Машина используется для правки стержней и труб длиной от
6 до 12 м и состоит из следующих (рис. 46) основных узлов:
гидравлического привода 1 для рабочего и обратного движений
передней головки 2; станины с двумя прямоугольными ступен-
чатыми колоннами 3, расположенными в вертикальной плоско-
сти; механизмов загрузки-выгрузки изделий 4 и задней голов-
ки 5.
При растяжении изделия колонны станины работают на сжа-
тие, и для предотвращения их продольного изгиба верхняя ко-
лонна имеет промежуточные опоры, закрепленные на специально
80
предусмотренной сварной ферме, а нижняя колонна—опоры,
закрепленные в 'фундаменте. Конструкция опор исключает попе-
речные перемещения и допускает небольшие продольные пере-
мещения колонн, возникающие при их нагружении и раз-
грузке.
Прямоугольные пазы в колоннах предназначены для фикса-
ции задней головки в выбранной зоне по длине станины. Гидрав-
лический привод передней головки состоит из цилиндра рабочего
хода, двух цилиндров обратного хода и индивидуальной масло-
насосной установки с аппаратурой управления.
Рис. 45. Правильно-растяжная машина для холодной правки на сборочно-
испытательном стенде за вода-изготовителя
Передняя растяжная головка 2 служит для растяжения изде-
лия после его правки кручением и состоит из корпуса, к кото-
рому крепится блок цилиндров, и четырех заложенных в корпус
подушек, по которым 'могут передвигаться клинья с прикреплен-
ными к ним зажимными губками. Клинья получают движение
от четырех пневматических цилиндров, служащих для предва-
рительного зажима профиля. Дальнейший зажим происходит за
счет самозатягивания клиньев при растяжении изделия. Угол
наклона клиньев 1'2°. Головка перемещается по рельсам станины
на катках.
81
Рис. 46. Конструкция правильно-растяжной машины для холодной правки
Задняя раскручивающая головка 5 служит для зажима вто-
рого конца изделия и его вращения и отличается от передней
головки наличием соответствующего механизма, а также устрой-
ства для фиксации головки в выбранной в зависимости от дли-
ны изделия зоне станины. Зажимные губки задней головки смон-
тированы в стакане, приводимом во вращение относительно кор-
пуса червячной передачей от индивидуального электродвигателя.
Устройство для фиксации головки состоит из четырех пневма-
тических цилиндров и клиньев, зацепляющихся с пазами колонн.
Перемещение головки по рель-
сам станины при изменении ее
местоположения осуществляет-
ся от отдельного привода.
Механизмы загрузки и вы-
грузки смонтированы на по-
Рис. 47. Гидравлическая схема привода передней головки:
1 — радиально-поршневой насос производительностью 200 л!мин\ 2 — рас-
пределительный золотник; 3 — разгрузочно-предохранительный клапан
движных тележках и оборудованы автономными гидравличе-
скими приводами для перемещения обрабатываемых изделий.
Гидравлическая схема привода передней головки представ-
лена на рис. 47. Гидропривод каждого из механизмов загрузки
и выгрузки показан на рис. 48.
Работа машины происходит следующим образом. Изделие по-
дается механизмом загрузки в машину и поднимается на ось
правки. Передняя головка наезжает на изделие, зажимает его
и дальнейшим движением заводит в заднюю головку, предва-
рительно повернутую на выбранный угол правки. Свободный
конец изделия зажимается задней головкой и поворачивается
на угол правки. Затем включается рабочий ход передней голов-
ки и осуществляется правка растяжением. Конец процесса прав-
ки как при кручении, так и при растяжении .контролируется ко-
нечными выключателями. Далее следует разгрузка * главного
цилиндра, и через несколько секунд движение передней головки
автоматически возобновляется, однако уже при разжатых губ-
83
ках задней головки. Затем происходит разжим губок передней
головки; при этом освобожденное изделие падает на приемные
планки механизмов загрузки и передается на контрольный стол.
Механизмы загрузки возвращаются в исходное положение.
Машина для горячей правки фасонных стержней и труб из
высокопрочных и жаропрочных сплавов изображена на рис. 49
и 50. Она имеет открытую станину 3, на которой смонтированы
передняя головка 2 с гидравлическими цилиндрами /, задняя
Рис. 48. Гидравлическая схема привода механизмов
загрузки и выгрузки:
1 — шестеренный насос; 2 и 3 — распределительные золот-
ники цилиндра подъемника и цилиндра привода рычагов
перемещения обрабатываемого изделия; 4 — разгрузочно-
предохранительный клапан
головка 4, механизмы 5 подачи изделий, лебедка 6 перемещения
задней головки. Со стороны входа изделий размещаются элек-
тронагревательная установка 7, стеллаж 3, кран-балка 9 и гид-
ропривод 10 рабочего и возвратного движения передней головки.
Обе головки оборудованы автономными гидроприводами для
управления положением рабочего инструмента. Станина 3 вы-
полнена в виде двух сварных балок двутаврового сечения, соеди-
ненных между собой стяжками. Верхние полки 'балок являются
направляющими для головок. На верхних полках 'балок вьгпол-
84
йены зубья для фиксации задней головки в выбранном поло-
жении. Балки устанавливаются на башмаках, закрепленных на
фундаменте.
На рис. 51 изображена конструкция задней головки. Зажим-
ной инструмент смонтирован в кованой детали 1, вращающейся
на опорах 2 в корпусе 3. Привод вращения осуществляется че-
рез цилиндрическую 4 и червячную 5 передачи от электродви-
гателя 6. Зажимные губки 13 перемещаются по наклонным на-
правляющим 14 под действием двух гидравлических цилинд-
ров 8. Надежный зажим тонкостенных фасонных труб возможен
Рис. 49. Правильно-растяжная машина для горячей правки на сборочно-испы-
тательном стенде завода-изготовителя (внешние трубопроводы временные)
только при условии введения в их концевые отверстия фасон-
ных стержней соответствующей конфигурации. Для этой цели в
центральной части головки смонтирован гидравлический ци-
линдр 11, к штоку которого крепятся отмеченные фасонные
стержни, и предусмотрено съемное кольцо 12, в которое упи-
рается торец трубы при извлечении стержней после окончания
правки. Форма зажимных накладок, съемного кольца и фасон-
ного стержня определяется профилем сечения трубы.
Фиксация головки относительно станины осуществляется дву-
мя .качающимися упорами 9 и двумя клиньями 10. При переме-
щениях головки относительно станины упоры поднимаются гид-
равлическими цилиндрами 7. Зажим и разжим фиксирующих
85
Рис. 50. Конструкция правильно-растяжной машины для горячей правки
клиньев 10 осуществляется от отдельных гидравлических цилинд-
ров. Передняя головка отличается от задней только отсутствием
фиксирующих упоров и клиньев.
Рис. 51. Конструкция задней головки
Обе головки оборудованы механизмами контроля угла пово-
рота, которые состоят из зубчатой пары и сельсина-датчика, свя-
занного с сельсином-приемником, установленным на пульте и
Рис. 52. Прибор для определения необходимого угла правки изделия
отмечающим угол поворота головки. Механизм подачи 5 (см.
рис. 50) служит для поддержания изделия в период его нагрева
в нагревательной установке, передачи 'изделия на ось растяже-
ния и выдачи его на стеллаж готовой продукции. На 'машине
87
установлены два механизма подачи, один стационарный, дру-
гой — перемещающийся вместе с задней головкой.
Необходимый угол ’кручения изделий при ‘правке заранее
определяется с помощью двух приборов (рис. 52), установлен-
ных на входном стеллаже по концам изделия. Каждый прибор
состоит из корпуса 2, в котором установлен вращающийся диск 3
с планками 4 и сельсин-датчик /. Планки диска выставляются
в 'зависимости от конфигурации и размеров сечения изделия. При
замере диск каждого прибора наводится на концевое сечение из-
делия; при этом поворачивается ротор сельсина-датчика и элек-
трический сигнал поступает на дифференциальный сельсин-при-
Рис. 53. Электрическая схема сое-
динения сельсинов в устройстве
для измерения необходимого уг-
лового пути правки
емник, установленный на пульте
и суммирующий показания обоих
сельсинов-датчиков.
В результате этого ротор диф-
ференциального сельсина-прием-
ника поворачивается на измеряе-
мый угол рассогласования край-
них сечений изделия (угол прав-
ки). Электрическая схема соеди-
нения сельсинов показана на
рис. 53.
Изделия из высокопрочных и
жаропрочных сплавов перед
правкой нагреваются в электри-
ческой установке, изображенной
на рис. 54. Установка спроектиро-
вана Саратовским СКВ электро-
термического оборудования и из-
готовлена Саратовским заводом
электротермического оборудова-
ния. Установка состоит из двух
станин, на которых установлены контактные головки. Передняя
головка связана с цилиндром натяжения изделия в период его
нагрева, задняя головка имеет установочное движение вдоль
станины. Обе головки оборудованы устройствами для зажима из-
делия и могут поворачиваться на угол ±45° от* вертикали. На-
грев осуществляется от мощного силового трансформатора кон-
тактным методом.
Краткая техническая характеристика электрической установки
для нагрева труб перед правкой
Температура нагрева труб в °C...................
Вес установки:
в ..........................................
в ..........................................
900
5000
49000
88
Мощность в ква................................ 190/380
Напряжение сети в в............................... 380
Напряжение на рабочих контактах в в......... 58—169
Число фаз.......................................... 1
Сечение трубы в мм2:
наибольшее................................. 3770
наименьшее.................................... 117
Длина труб в м.............................. 4—9
Производительность в шт/ч:
при трубах максимального сечения............ 5
при трубах минимального сечения . . . . ’ До 60
Габаритные размеры установки в мм........... 13400 Х1350 х
Х1800
Рис. 54. Электрическая установка для нагрева изделий из высокопрочных
и жаропрочных сплавов перед правкой
Гидропривод машины состоит из трех независимых приводов.
На рис. 55 показана гидравлическая схема привода главного
движения.
Усилие рабочего хода, необходимое для растяжения данного
профиля, регулируется настройкой разгрузочно-предохранитель-
ного клапана 6. Обратный клапан 4 с дроссельным отверстием
исключает удар при сбросе давления в главном цилиндре. Ра-
бочий ход производится с противодавлением, настраиваемым
клапаном 3. Наличие противодавления улучшает амортизацию
при случайных обрывах изделий.
Гидроприводы задней и передней головок (рис. 56) одинако-
вы. Лопастной насос 2 производительностью 100 л/мин и экс-
центриковый поршневой насос 1 высокого давления с произво-
дительностью 18 л/мин приводятся в действие одним электродви-
89
гателем. Напорный золотник 7 осуществляет подачу масла
вначале в цилиндр пуансона, а после центрирования профиля —
к цилиндрам зажима профиля. Клапан 9 служит для осуществ-
ления дополнительного хода пуансона вперед при замене его фа-
Рис. 55. Гидравлическая схема привода главной цилиндро-
вой группы:
1 — радиально-поршневые насосы; 2 — обратные клапаны, обеспе-
чивающие возможность раздельной работы насосов; 3 — клапан
противодавления; 4 — обратный клапан с дросселем; 5 — сливной
золотник главного цилиндра; 6 — разгрузочно-предохранительный
клапан
сонного наконечника. При нормальной работе клапан 9 настроен
на давление 320 кгс!см2 и позволяет в случае дополнительного
перемещения зажимных губок под действием силы растяжения
изделия перепускать часть жидкости из левой полости цилиндра.
Реле давления 12 служит для блокировки механизма передви
жения. Передвижение задней головки может осуществляться
90
только при поднятых упорах и разжатых клиньях. Реле давле-
ния 10 отключает подачу масла к цилиндрам зажима изделия
при достижении давления 200 кгс/см2. Назначение остальных
элементов ясно из схемы.
Перед началом каждого цикла замеряется угол относитель-
но смещения крайних сечений изделия. Результат замера фик-
сируется на -пульте. После этого изделие скатывается в нагре-
вательную установку и нагревается до требуемой температуры.
Техническая характеристика правильно-растяжной машины
для холодной правки
Усилие рабочего хода:
в тс.................... 400
в кн................... 3920
Усилие обратного хода:
в тс.................... 120
в кн....................1176
Рабочее давление главного
привода:
в кгс/см2............... 200
в Мн/м2.................19,6
Вес установки:
в тс.................... 105
в кн....................1030
Наибольший рабочий ход
в мм......................1500
Наибольшая скорость хода
в мм/сек*.
рабочего................. 16
обратного............. 52
Длина заготовок в мм\
наибольшая............ 12 000
наименьшая........... 6000
Скорость раскручивания
в об/мин ................. 7
Скорость передвижения зад-
ней головки в мм/сек . . 70
Мощность в квт\
главного привода ... 55
электродвигателей рас-
кручивания .......... 20
Габаритные размеры установ-
ки в мм ................. 25 500х
Х5000Х
Х3045
Техническая характеристика правильно-растяжной машины
для горячей правки
Номинальное усилие рабоче-
го хода:
в тс....................... 400
в кн.................. 3920
Номинальное усилие обратно-
го хода:
в тс........................ 40
в кн................... 392
Рабочее давление главного
привода:
в кгс/см2.............. 200
в Мн/м2................19,6
Вес установки:
в тс................... 157
в кн...................1540
Наибольший рабочий ход
в мм.....................1500
Наибольшая скорость хода
в мм/сек:
рабочего...................31,6
обратного............. 330
Длина заготовок в мм:
наибольшая............ 9000
наименьшая........... 4000
Скорость раскручивания
в об/мин.................. 4,5
Скорость передвижения зад-
ней головки в мм/сек . . 75
Мощность главного привода
в кет...................... ПО
Мощность электродвигателей
раскручивания в кет . . 28
Габаритные размеры установ-
ки в мм................... 23 000Х
Х8500Х
Х4200
Производительность машины
(без нагрева) в шт/ч. . . До 60
91
92
Гидравлическая
Рис.
схема
56.
привода задней и пе-
редней головок:
1 — эксцентриковый насос вы-
сокого давления; 2 — лопаст-
ной насос; 3 и 17 — разгрузоч-
но-предохранительные клапаны;
4, 6 и 8 — обратные клапаны;
5 — распределительный золот-
ник цилиндров механизма по-
дачи изделия; 7 — напорный
золотник; 9 — клапан осуще-
ствления дополнительного хода
вперед пуансона при его заме-
не; 10 и 12 — реле давления;
— распределительный золотник ци-
// — распределительный золотник цилиндров зажима профиля и цилиндра пуансона; 13
линдров упоров и клиньев: 14 и 15 — напорные золотники системы управления и системы подпитки поршневого насоса;
16 — шестеренный насос системы управления и подпитки поршневого насоса
Затем механизмами подачи передается на ось растяжения маши-
ны, после чего эти механизмы возвращаются в исходное поло-
жение. Зажатое изделие раскручивается на заранее заданный
угол и затем растягивается. Величина растяжения может конт-
ролироваться или по длине хода передней головки или по вели-
чине давления в главном цилиндре. После охлаждения растяну-
того в машине изделия сбрасывается давление в главном
цилиндре. Изделие освобождается и сталкивается механизмами
подачи на стеллаж готовой продукции. При правке профилей,
не требующих нагрева, машина работает аналогично.
6. ПРЕССЫ ДЛЯ ПРАВКИ ДЕТАЛЕЙ И ЗАГОТОВОК ИЗГИБОМ
В настоящее время находят применение два способа правки:
с перемещением детали относительно пресса и с перемещением
пресса относительно детали. Первый способ явно предпочтите-
лен при правке сравнительно мелких деталей. При правке круп-
ных деталей используются оба способа. Второй способ целесооб-
разнее применять при особо длинных изделиях, поскольку он
позволяет существенно сократить занимаемую установкой пло-
щадь.
Длина рабочей зоны для передвижного пресса примерно рав-
на длине максимальной заготовки. Для стационарного пресса
эта длина удваивается, так как для обеспечения правки на всей
длине заготовки ее необходимо перемещать относительно цент-
ра пресса от одного торца до второго.
Ниже рассматриваются конструкции подвижного и стационар-
ного прессов для правки изгибом крупногабаритных гладких
и ступенчатых цилиндрических заготовок и деталей.
Передвижной пресс 1 (рис. 57) перемещается по рельсам
вдоль рабочего стола 4, на верхней плоскости которого установ-
лены кантователи 6 и 9, две рабочие призмы 5 и вспомогательная
призма 5, поддерживающая в случае необходимости свисающий
конец обрабатываемой заготовки. Призмы оборудованы индиви-
дуальными электрическими приводами для перемещения их
вдоль стола пресса. Каждый кантователь оборудован электриче-
ским приводом для передвижения вдоль стола и вращения кан-
тующих роликов, а также гидравлическим приводом для подъ-
ема кантующих роликов с лежащим на них изделием в период
кантовки и опускания изделия на призмы в период правки.
Управление движениями подвижной траверсы пресса осу-
ществляется рукояткой 2; регулируется как величина, так и ско-
рость движения траверсы, причем регулирование скорости
осуществляется за счет изменения производительности насосов.
Гидравлический привод 10 рабочего поршня пресса смонтиро-
ван на верхней траверсе. Механический привод 8 передвижения
пресса вдоль изделия смонтирован на нижней траверсе 7.
94
w
Управление горизонтальными перемещениями пресса, призм и
кантователей, а также вертикальными движениями роликов кан-
тователей и их вращением осуществляется от кнопок, размещен-
ных на станине пресса, в непосредственной близости от
рукоятки 2. Подводка электрической энергии к перемещающим-
ся узлам, а также разводка проводов электрических цепей уп-
равления осуществлены гибкими кабелями.
Стол пресса (рис. 58) состоит из двух литых балок двутав-
рового сечения высотой 1,5 м с полками шириной 0,5 м. Балки
соединены между собой двумя торцовыми и тремя промежуточ-
ными рамками и опираются на два основания, в которых смон-
тированы клиновые механизмы для регулировки зазора между
их нижними поверхностями и опорной поверхностью нижней
траверсы. Перемещение рабочих призм вдоль стола осуществ-
ляется от электродвигателей через червячный редуктор и зубча-
тое колесо, зацепленное с зубчатой рейкой стола.
Кантователь (рис. 59) имеет механизмы для его перемещения
вдоль стола, вращения кантующих роликов, их подъема и опу-
скания. Механизмы перемещения кантователя и вращения ро-
ликов имеют общий привод от электродвигателя через червяч-
ный редуктор 6, вертикальный валик которого связан через
коническую пару 2 и центральную цилиндрическую шестерню 1
с цилиндрическими шестернями 10 кантующих роликов И. Для
горизонтального перемещения кантователя поршень 7 и опираю-
щаяся на него рамка с роликами опускаются в крайнее нижнее
положение, при котором зубчатая полумуфта 3 зацепляется с
зубчатой полумуфтой шестерни 4\ при этом шестерни 5 и 8 пе-
ремещают кантователь вдоль зубчатой рейки 9. Перемещение
поршня 7 осуществляется от индивидуального гидропривода,
скомпонованного на стенке корпуса кантователя.
Гидравлическая система (рис. 60) в первом исполнении была
спроектирована как для управления движениями подвижной
траверсы, так и для управления движениями пресса вдоль рель-
сов. В дальнейшем она подвергалась усовершенствованию
(рис. 61).
Как видно из рис. 61, система управления движениями тра-
версы предельно упрощена; в отличие от предыдущей системы
предусмотрена возможность оперативного регулирования скоро-
сти ее холостого хода вниз. При холостом ходе вниз производи-
тельность насосов /, подающих жидкость по трубе А, пропор-
циональна углу отклонения рукоятки 5, а перемещение
золотника 4 в направлении сжатия пружины пропорционально
производительности насосов. Размер щели, открываемой золот-
ником 4 и сообщающей подпоршневую полость рабочего ци-
линдра с маслобаком, соответствует величине перемещения зо-
лотника. Очевидно, что скорость холостого хода траверсы вниз
при этом пропорциональна площади открывшейся щели.
96
Рис. 58. Передвижной пресс для правки цилиндрических
гладких и ступенчатых деталей и заготовок на сборочно-ис-
пытательном стенде завода-изготовителя
4 Заказ 1299
97
Рис. 59. Конструкция кантователя передвижного пресса для правки изгибом
Заполнение рабочего цилиндра маслом в период холостого
хода по-прежнему осуществляется через клапан наполнения; по-
дача жидкости насосами составляет лишь незначительную долю
поступающей в цилиндр жидкости. С момента, когда траверса
коснется обрабатываемого изделия, ее опускание под действием
веса прекратится, наполнительный клапан закроется и начнется
рабочий процесс со скоростью, соответствующей производи-
тельности насосов. Эта скорость также пропорциональна углу
Рис. 60. Гидравлическая схема управления передвижным прессом для правки
изгибом (первоначальный вариант):
1 — радиальнс-поршневой насос с регулируемой производительностью; 2 и 3 — предо-
хранительные клапаны; 4 и 5 — трехпозиционные распределители; 6 — подпорные кла-
паны; 7 — поддерживающий клапан подвижной траверсы; 8 — клапан холостого хода
подвижной траверсы; 9 — дроссель регулирования скорости холостого хода подвижной
траверсы; 10 — клапан наполнения рабочего цилиндра пресса
отклонения рукоятки, но по сравнению с холостым ходом она
меньше в 10—15 раз.
Для подъема траверсы рукоятка отклоняется в противопо-
ложную сторону; при этом поток масла, подаваемый насосами»
реверсируется и поступает через обратный клапан 3 в под-
поршневую полость рабочего цилиндра, а золотник 4 усилием
пружины перемещается в исходное закрытое положение. Под
действием давления, развиваемого насосами, открывается на-
полнительный клапан, обеспечивая слив масла из надпоршневой
полости рабочего цилиндра. Обратные клапаны 2 предусмотре-
ны для обеспечения возможности раздельного включения насо-
сов. Предохранительные клапаны в схеме отсутствуют, поскольку
99
4*
2
Рис. 61. Гидравлическая
схема управления пере-
движным прессом для
правки изгибом (усовер-
шенствованный вариант)
Рис. 62. Взаимное расположение механизмов стационарной прессовой уста-
новки для правки изгибом:
I — двухколонный двухцилиндровый пресс; 2 — подвижная опорная призма; 3 —
подвижной кантователь; 4 — подвижной транспортирующий ролик; 5 — стационар-
ный Кантователь; 6 — стационарные транспортирующие ролики; 7 — гидропневмати-
ческий баллон вспомогательных механизмов пресса; 8 — клапан наполнения; 9 —
главный насос; 10 — пульт управления прессом
too
они предусмотрены конструкцией насосов. Для случаев ручного
управления движениями подвижной траверсы вертикального
пресса рассмотренная схема управления может рекомендо-
ваться как типовая.
Техническая характеристика передвижного пресса для правки изгибом
Номинальное усилие прес-
са: Наибольшее расстояние
в тс 1500 в мм:
В КН , 14700 между кантователя-
Усилие обратного хода: ми 10 000
в тс 75 между призмами . . 8500
в кн 735 Размеры изделий в мм: 200—600
Усилие подъема кантова- диаметр
теля: длина 2300—12000
в тс 11,5 Наибольшая скорость хо-
в кн 112,5 да в мм/сек: 160
Рабочее давление жидко- холостого
сти: обратного 450
в кгс/см2 в Мн/м2 200 19,6 рабочего Скорость передвижения в мм/сек: 2
Вес установки: пресса 78
в тс 188 призм 150
в кн 1842 кантователя .... 100
Ход плунжера в мм. . . 700 Габаритные размеры ус-
Ход пресса вдоль стола тановки в мм. . . .8620 X 2800х
в мм 6900 Х4114500
При стационарной установке пресса (рис. 62) перемещение
изделия вдоль оси в процессе правки осуществляется транспор
тирующими роликами 4 и 6. Стационарные ролики 6 устанав-
ливаются с шагом, равным половине заданной минимальной дли-
ны изделий. Ролик 4 установлен на подвижной каретке сов-
местно с кантователем 3 и рабочей призмой 2. Наряду с
подвижным кантователем 3 предусмотрен стационарный канто-
ватель 5, обеспечивающий возможность кантовки длинных заго-
товок при правке концов, когда центр тяжести заготовок ока-
зывается левее кантователя 3.
На правой (выходной) стороне прессовой установки разме-
щены механизмы, по составу и назначению полностью идентич-
ные механизмам левой (входной) стороны. Подвижные каретки
с рабочими призмами, кантователями и транспортирующими
роликами могут сдвигаться до соприкосновения с установлен-
ным в центре стола пресса транспортирующим роликом и раз-
двигаться на расстояние до 4 м; при этом кареткам может зада-
ваться как встречное, так и согласованное движение. Для подъ-
ема и опускания центрального транспортирующего ролика,
транспортирующих роликов, установленных на подвижных ка-
ретках, а также подвижных и стационарных кантователей ис^
пользованы индивидуальные гидравлические исполнительные
механизмы.
101
Стационарные транспортирующие ролики (рис. 63) оборудо-
ваны индивидуальными пневматическими цилиндрами для подъ-
ема и общим гидравлическим цилиндром для их опускания до
желаемого, единого для всех роликов уровня. В случае, когда из-
за искривленности транспортируемой заготовки весовая нагрузка
р на ролик превышает заданную, он упруго перемещается вниз
на величину, необходимую для перераспределения избытка на-
грузки на соседние ролики. Рассмотренный способ соединения
роликов обеспечивает равномерность их нагрузки независимо от
кривизны транспортируемой заготовки, а также предохраняет их
от поломок при случайных нажимах концом заготовки во время
правки. Для вращения роликов кантователей и транспортирую-
Рис. 63. Стационарные транспортирующие ролики
щих роликов применены индивидуальные электродвигатели мед-
ленного вращения, питающиеся током пониженной частоты от
отдельного преобразователя. Перемещение подвижных кареток
вдоль стола осуществляется индивидуальными гидравлическими
цилиндрами.
В конструктивной схеме пресса (рис. 64), которая идентич-
на рассмотренной в разделе 1, применен способ соосной компо-
новки цилиндров и колонн, за счет чего достигнуто сокращение
размеров и веса пресса. При правке в призмах ось изделия весь-
ма точно совпадает с продольной осью стола пресса и, следова-
тельно, эксцентричные нагрузки при рабочих нажимах практи-
чески отсутствуют. Отмеченное обстоятельство исключает воз-
никновение опрокидывающих моментов, действующих на по-
движную траверсу пресса, а значит, ее перекосы и связанную
с ними перегрузку колонн.
Главный привод пресса работает на минеральном масле при
давлении не более 200 кгс/см2. Отмеченные условия позволяют
102
выполнить главные цилиндры пресса с высоким запасом проч-
ности, при котором они без опасений могут быть объединены в
Рис. 64 Конструктивная схема двухколонного двухци-
линдрового пресса:
1 — колонна; 2 — нажимная призма; 3 — подвижная траверса?
4 — плунжер; 5 — нажимная втулка подвижного уплотнения;
6 — нажимная втулка неподвижного уплотнения; 7 — гайка;
8 — плунжер обратного хода подвижной траверсы; 9 — ци-
линдр обратного хода подвижной траверсы; 10 — стол подвиж-
ных кареток
одно целое с подвижной траверсой. В данном случае подвижная
траверса пресса выполнена из элементов (включая рабочие ци-
линдры), соединенных в одно целое электрошлаковой сваркой.
103
Внутреннее пространство подвижной траверсы использовано в
качестве маслобака главного привода. Гидравлическая схема
пресса по сравнению с рассмотренными ранее не имеет особен-
ностей.
Техническая характеристика стационарного пресса для правки изгибом
Номинальное усилие прес-
са:
в тс................. 1600
в кн................ 15 680
Рабочее давление в глав-
ном цилиндре:
в кгс/см2............. 200
в В/л«............... 19,6
Вес установки с рольган-
гами:
в тс.................. 150
в кн................. 1470
Наибольший ход подвиж-
ной траверсы в мм . . 750
Расстояние между опор-
ными призмами в мм - 800—4000
Максимальная скорость
хода в мм/сек:
холостого............. 150
обратного.............. 95
рабочего ............... 4
Скорость перемещения
изделия по рольгангу 500
в мм/сек...............
Габаритные размеры ус-
тановки в плане в мм 30 000x7000
Высота над уровнем пола
в мм .................... 4700
7. ПРЕССЫ ДЛЯ ЛОМКИ ПРОКАТАННЫХ ШТАНГ НА МЕРНЫЕ ЗАГОТОВКИ
При изготовлении труб в качестве заготовок чаще всего ис-
пользуются прокатанные штанги круглого или квадратного се-
чения. Для разделки штанг ....................””””
Рис. 65. Схема процесса ломки
проката на мерные заготовки:
1 — штанга с надрезами; 2 — призмы;
3 — рабочий нож
на заготовки заданной длины при-
меняются различные способы: го-
рячая рубка, газопламенная рез-
ка, холодная ломка на специаль-
ных прессах. Способ холодной
ломки является наиболее произ-
водительным и дешевым. Для по-
лучения качественного излома
штанги предварительно надреза-
ются газовой горелкой. Надрезы
выполняются по хорде — для
круглых сечений либо по грани —
для квадратных сечений и имеют
ширину 5—10 мм и глубину 10—
15 мм. Механические способы по-
лучения надреза с помощью различных пил или пасечных ножей
не обеспечивают требуемой плоскостности и перпендикулярности
торцов заготовок, получаемых методом холодной ломки.
В последнее время институтом «Промстальпроект» разрабо-
тан новый, прогрессивный метод надрезки — воздушно-дуговой^
обеспечивающий получение весьма качественного надреза. Уст-
ройство для воздушно-дуговой надрезки удобно встраивается в
пресс и позволяет производить операции надреза и ломки без.
отвода режущего органа и без изменения положения штанги.
104
Разделка штанг на мерные заготовки методом холодной лом-
ки применима только к высокоуглеродистым и легированным
сталям, которые подкаливаются в зоне надреза, что обеспечива-
ет хрупкий излом. Некоторые стали (например, шарикоподшип-
никовая сталь марки ШХ15) ломаются без предварительного
надреза. Достаточно
точная ориентация над-
реза относительно ра-
бочего ножа (рис. 65) —
второе необходимое
условие для получения
заготовок с плоскими и
перпендикулярными к
ее оси торцами.
В настоящее время
известны прессы для
ломки штанг в верти-
кальном и горизон-
тальном исполнении,
однако в отечественной
и зарубежной практике
признана предпочти-
тельной горизонталь-
ная компоновка конст-
рукции, обеспечиваю-
щая меньшие сотрясе-
ния пресса в момент
излома штанги. Ниже
рассмотрены несколько
прессов данного типа.
Вертикальный четы-
рехколонный пресс
(рис. 66) с индивиду-
альным маслонасосным
приводом предназначен
как для операций лом-
ки, так и для правки.
Состав вспомогатель-
Рис. 66. Вертикальный универсальный
пресс с индивидуальным насосным при-
водом для правки и ломки штанг:
1 — подвижная траверса: 2 — рабочий нож; 3 —
призмы; 4 — подвижные кантователи; 5 — транспор-
тирующие ролики; 6 — цилиндр перемещения ка-
ретки; 7 — каретка; 8 — стационарный кантователь
ных устройств обеспечивает полную механизацию обоих процес-
сов. Управление движениями траверсы пресса осуществлено от
рукоятки; вспомогательные устройства действуют от кнопок.
Штанга вводится в рабочую зону на двух передвижных карет-
ках 7, на каждой из которых смонтированы призма 3, кантова-
тель 4 и транспортирующие ролики 5. Между каретками по оси
пресса установлен центральный кантователь 8. Расстояние меж-
ду призмами изменяется с помощью гидравлических цилинд-
ров 6 в зависимости от диаметра исходного материала. Установка
105
надреза заготовки в плоскости действия рабочего ножа и пово-
рот надреза в этой плоскости до заданного положения осуществ-
ляются оператором путем соответствующего перемещений каре-
ток и вращения кантователей. Исходная штанга и отломанные
заготовки транспортируются примыкающими к прессу рольган-
гами.
Техническая характеристика пресса с индивидуальным насосным приводом
для ломки и правки
Номинальное усилие прес-
са:
в тс................... 1500
в кн.................. 14 700
Рабочее давление:
в кгс/см2 .............. 200
в Мн/м*................ 19,6
Вес пресса:
в тс.................. 136,3
в кн.................. 1335
Рабочий ход (наиболь-
ший) в мм................. 400
Скорость хода в мм/сек*.
рабочего................... 8,9
обратного........... 70
Диаметр исходного мате-
риала в мм:
наименьший............. 160
наибольший......... 360
Общая производитель-
ность насосов главного
привода в л/мин . . . 400
Габаритные размеры прес-
са в мм:
в плане............ 6850x5360
высота над уровнем
пола............... 5300
высота общая. . . . 7620
Производительность прес-
са в шт/ч................ 80
Рабочая жидкость. . . . Минеральное
масло
Управление прессом . . . Ручное
Практика эксплуатации рассмотренного пресса показала, что
использование его для операций ломки и правки нецелесообраз-
но. Требования, предъявляемые к прессу при правке и ломке,
оказываются взаимно противоположными: в первом случае
требуется высокая точность движения и, следовательно, ограни-
ченные скорости исполнительных механизмов; во втором случае
главенствуют требования надежности исполнительных .механиз-
мов, работающих в условиях ударных нагрузок, возникающих
при ломке, а также требования увеличения производительности,
т. е. увеличения скоростей. Одновременно выяснилось, что ломка
крупных штанг вызывает значительные сотрясения пресса и, как
следствие, частые неполадки в его механизмах. Последующие
конструкции прессов выполнены с учетом отмеченного опыта.
За типовое принято горизонтальное исполнение пресса, позволя-
ющее понизить его центр тяжести и сократить сотрясения.
Горизонтальный четырехколонный пресс (рис. 67) предназна-
чен только для операций ломки и, в отличие от вертикального,
оборудован небольшим насосно-аккумуляторным приводом, рас-
положенным в непосредственной близости от рабочего цилинд-
ра 1. Подвижная траверса 2 с закрепленным на ней рабочим
ножом 3 оснащена качающимися в горизонтальной плоскости
упорами 4, приводимыми в движение от пневматических
106
видуальным насосно-ак-
кумуляторным приводом
для ломки штанг:
1 — рабочий цилиндр; 2 — подвижная траверса; 3 — рабочий нож; 4 — качающиеся упоры; 5 — рольганг; 6 — опорная
траверса; 7 — балка с подвижными призмами; 8 — подвижные призмы; 9 — ролик цепного кантователя; 10 — площад-
ка управления; 11 — трехклапанный распределитель главной цилиндровой группы; 12 — двухклапанный распределитель
цилиндров цепного кантователя; 13 — цилиндры обратного хода подвижной траверсы; 14 — наполнитель рабочего цилин-
дра; 15 — гндропневматический баллон насосно-аккумуляторной станции
цилиндров. Эти упоры позволяют исправлять положение заго-
товки на рольганге 5 и частично гасить удар при ломке. К опор-
ной траверсе 6 крепится балка 7, в пазу которой размещены
подвижные призмы 8. Цепной кантователь 9 позволяет осуществ-
лять необходимую ориентацию надреза на исходной штанге.
Аппаратура управления прессовой установкой сосредоточена на
площадке 10. Кантовка исходной штанги осуществляется систе-
мой цепных передач, приводимых в движение гидравлическим
цилиндром.
Рис. 68. Гидравлическая схема управления работой горизонтального пресса
с индивидуальной насосно-аккумуляторной станцией:
1 — штанга; 2 — рольганг; 3 — цепь кантователя; 4 — распределитель управления
вертикальными движениями кантователя; 5 и 7 — гидравлические цилиндры; 6 —
маслораспределитель управления вращательным движением кантователя; 8 — на-
полнительный клапан; 9 — наполнитель; 10 — распределитель управления движе-
ниями подвижной траверсы
Работа прессовой установки происходит в следующем поряд-
ке (рис. 68). Штанга 1 подается вводным рольгангом 2 в рабо-
чую зону пресса, где в непосредственной близости от ножа раз-
мещена свободно висящая цепь кантователя 3. При совмещении
плоскости надреза на штанге с плоскостью ножа рольганг оста-
навливается. Вводится в действие гидравлический цилиндр 5,
кантователь приподнимается и натягивает кантующую цепь.
Включением соответствующих магнитов маслораспределителя 6
осуществляется кантовка штанги на заданный угол. Затем плун-
жер цилиндра 5 возвращается в исходное положение, освобож-
дая кантующую цепь. Переключениями рукоятки распределите-
ля 10 осуществляются подвод, рабочий ход и возврат подвиж-
ной траверсы. После этого включается рольганг, и отломанная
заготовка транспортируется в копильник.
108
Особенность схемы пресса в том, что насосы аккумуляторной
станции питаются не от отдельного бака, а непосредственно от
наполнителя рабочего цилиндра. В результате из схемы исклю-
чается присущий обычным схемам питательный бак и переливной
клапан наполнителя, нередко доставляющий неприятности при
эксплуатации гидравлических прессов. В тех случаях, когда ра-
бота гидропривода пресса не связана с длительным дросселиро-
ванием жидкости и, следовательно, со значительным ее нагре-
вом, такой способ подключения насосов следует рекомендовать
как типовой.
Техническая характеристика пресса с индивидуальным
насосно-аккумуляторным приводом для ломки
Номинальное усилие прес- Диаметр исходного мате-
са: риала в мм:
в тс ........ 1500 наименьший . . 150
в кн 14 700 наибольший 400
Рабочее давление: 320 Общая производитель-
в кгс/см* ность насосов главного
в Мн/м2 ...... 31,4 привода в л/мин . . . ПО
Рабочий ход (наибольший) в мм ........ 500 Производительность прес- са в шт/ч ...... Рабочая жидкость. . . . 100 Водная
Скорость рабочего хода в эмульсия
мм/сек: Управление прессом . . . Ручное
от аккумулятора . . 50 Габаритные размеры прес- са в мм:
от насосов Скорость холостого хода в мм/сек ....... Расстояние между приз- 3,2 200 в плане высота над уровнем пола высота общая. . . . 12 650x7870 3750 6250
мами в мм. 300 Вес пресса (с приводом): 105
наименьшее .... в тс ........
наибольшее 1500 в кн ........ 1030
На рис. 69 представлена более усовершенствованная модель
пресса. Управление прессовой установкой полностью автомати-
зировано и осуществляется без участия оператора. Вместо ра-
нее применявшегося насосно-аккумуляторного привода с пнев-
могидравлическим аккумулятором применен индивидуальный
насосно-маховиковый привод, за счет чего существенно увеличен
к. п. д. прессовой установки и, следовательно, снижены мощно-
сти электродвигателей, уменьшен вес и номенклатура составных
частей привода. Баллон высокого давления главного привода,
компрессор с электродвигателем и пусковой аппаратурой, аппа-
ратура контроля и управления уровнем жидкости в баллоне вы-
сокого давления заменены маховиком, выполняющим роль
аккумулятора энергии.
В связи с тем что маслонасосная установка размещена над
рабочим цилиндром пресса, ранее применявшийся наполнитель,
109
работающий при давлении 4—6 кгс/см2 и оснащенный предохра-
нительными устройствами, заменен маслобаком, свободно сооб-
щенным с атмосферой.
Маршрутная схема технологического процесса, автоматиче-
ски обеспечивающаяся прессовой установкой, такова: надрезка
исходной штанги кислород-
но-ацетиленовыми горелка-
ми на мерные длины, транс-
портировка штанги в рабо-
чую зону, отламывание
мерной заготовки, транспор-
тировка отломанной заго-
Рис. 69. Прессовая установка с индивидуальным насосно-маховиковым приво-
дом для ломки:
/ — горизонтальный четырехколонный пресс; 2 — радиально-поршневой насос; 3 —
подвижная траверса; 4 — рабочий нож; 5 — масло-воздушный аккумулятор механизма
фиксации штанги; 6 — масло-воздушный аккумулятор демпфера гидравлического бу-
фера; 7 — рольганг; 8 — гидравлический буфер; 9 — защитное ограждение; 10 — опор-
ная траверса и площадка оператора; // — пульт оператора; 12 — рабочие призмы;
13 — балка с винтовым механизмом для регулирования расстояния между рабочими
призмами; 14 — гайки колонн пресса; 15 — механизм фиксации положения штанги
товки в копильник, подача исходной штанги на длину, равную
шагу надрезов.
Для осуществления автоматической работы прессовой уста-
новки необходимо выполнить следующие условия:
а) исключить перекатывание круглой штанги по ширине
рольганга с целью сохранения заданного углового положения
надрезов относительно рабочего ножа при транспортировке;
ПО
б) сохранить заданное угловое положение надрезов на штан-
ге в процессе ломки, сопровождающемся ее отскоками и сотря-
сениями;
в) точно совместить каждый надрез на штанге с плоскостью
рабочего ножа.
Отмеченные условия реализуются с помощью двух одинако-
вых механизмов 15 фиксации положения штанги, которые обес-
печивают сохранение углового положения надрезов на штанге
относительно рабочего ножа и восстанавливают положение ее
продольной оси относительно продольной оси рольганга после
каждой ломки перед очередной подачей штанги на задан-
ный шаг.
Принцип действия этих механизмов можно уяснить из
рис. 70, где приведена в развернутом виде схема для одного из
них. При включении магнита распределителя 2 каретки 1 сбли-
жаются и зажимают штангу роликами. При этом движение
штанги вдоль рольганга возможно, поворот же штанги вокруг
продольной ее оси исключается. Штоки поршней 28 жестко свя-
заны с зубчатыми рейками, сцепленными с шестерней 25. Оче-
видно, что при противоположно направленных и равных переме-
щениях поршней 28 ось этой шестерни, действующая через ры-
чаг на распределитель 26, будет оставаться неподвижной.
При перемещении поршней в одном направлении на одина-
ковое расстояние шестерня 25 переместится в том же направле-
нии на то же расстояние, что вызовет перемещение распредели-
теля 26 и, следовательно, такое перераспределение давлений в
полостях А цилиндра, при котором каретки 1 вместе с зажатой
штангой стремятся возвратиться в исходное центральное поло-
жение, соответствующее центральному положению распредели-
теля 26.
Таким образом, рассмотренные механизмы, удерживая штан-
гу зажатой, исключают ее поворот вокруг продольной оси, но не
исключают перемещения в плоскости рольганга под действием
приложенной к ней силы от подвижной траверсы пресса и воз-
вращают ее в прежнее положение на рольганге, как только
подвижная траверса отойдет назад.
Следует заметить, что не только при плоско-параллельном
перемещении штанги, но и при любом ее перемещении в пло-
скости рольганга она остается зажатой всеми четырьмя ролика-
ми. При выключении магнита распределителя 2 центральная
полость цилиндра 27 сообщается со сливной магистралью, карет-
ки 1 раздвигаются и освобождают штангу. Гидравлическая схе-
ма (рис. 70) обеспечивает как автоматическую работу прессовой
установки, так и работу йа режиме кнопочного управления.
Ниже приводится описание работы схемы в автоматическом
режиме. В исходном положении подвижная траверса пресса на-
ходится в крайнем заднем положении, главный распредели-
111
NO
16
20
2a 27
17
№
Рис. 70. Гидравлическая схема
управления прессовой установ-
ки для ломки штанги на мер-
ные заготовки
тель 21 — в нейтральном положении, насос 14 через распреде-
литель 21 работает на слив. Следящие распределители 26 меха-
низмов фиксации штанги находятся в среднем положении,
штоковые полости А цилиндра 27 сообщены с аккумулятором 24.
При этом электромагнит распределителя 2 выключен, централь-
ная полость цилиндра 27 сообщена со сливной магистралью,
каретки 1 раздвинуты. Правый магнит распределителя 3 вклю-
чен, упор 5 опущен на рольганг, демпфер 6 под действием дав-
ления аккумулятора 22 выдвинут в крайнее переднее положение.
Кнопкой «Цикл» включаются транспортирующие ролики 8
входного и выходного рольгангов. Штанга, ориентированная
кантователем, установленным перед прессом, подается в рабо-
чую зону. На своем пути она пересекает луч входного фотореле,
которое дает сигнал на включение электромагнитов распредели-
телей 2 и подготавливает электрическую цепь на раздельное вы-
ключение входного и выходного рольгангов пресса. Каретки 1
сближаются и зажимают штангу. При этом она может свободно
двигаться вдоль рольганга, но возможность поворота ее относи-
тельно продольной оси исключается. Двигаясь дальше, штанга
ударяется в демпфер 6 упора и плавно затормаживается. Упор
настроен так, чтобы обеспечивался перебег надреза на штанге
за полость рабочего ножа.
После остановки штанги под действием демпфера 6 начи-
нается ее медленное движение в обратном направлении. Ролики
рольгангов при этом пробуксовывают, прижимая штангу к опор-
ной плите демпфера. Как только штанга достигнет заданного
положения, конечный выключатель, установленный на упоре,
включит электромагнит распределителя 9 и остановит движение
демпфера. Одновременно отключится привод рольганга и вклю-
чится правый электромагнит распределителя 21. Начнется уско-
ренный ход подвижной траверсы под действием цилиндров И
при открытом наполнительном клапане 19.
Когда рабочий нож прижмет штангу к призмам, давление в
цилиндрах 11 поднимется, клапан наполнения закроется, рабо-
чий цилиндр 12 включится в работу и отломит заготовку. По
сигналу конечного выключателя распределитель 21 переместит-
ся вправо, в штоковых полостях цилиндров 11 возникнет
давление, под действием которого откроется клапан наполне-
ния 19 и произойдет возврат подвижной траверсы. По сигналу
конечного выключателя, контролирующего исходное положение
подвижной траверсы, распределитель 21 возвратится в нейтраль-
ное положение и сообщит насос 14 со сливной магистралью,
цилиндр 4 поднимет упор 5 над рольгангом, выходной рольганг
выдаст отломанную заготовку в копильник. По сигналу от фо-
тореле, регистрирующего выход очередной заготовки в копиль-
ник, упор возвратится в исходное положение и начнется новый
цикл.
113
После подачи штанги на последний излом фотореле регист-
рирует освобождение входного рольганга и подготовляет электро-
схему к приему новой штанги, т. е. к одновременному включению
входного и выходного рольгангов при раздвинутых каретках ме-
ханизмов фиксации штанги.
Техническая характеристика пресса
с индивидуальным насосно-маховиковым приводом для ломки
Номинальное усилие прес-
са:
в тс................... 600
в кн................. 5880
Рабочее Давление:
в кгс/см2.............. 200
в Мн/м*.............. 19,6
Вес прессовой установки:
в тс ................. 45
в кн.................. 440
Рабочий ход (наибольший)
в мм.................... 350
Скорость хода в мм/сек-.
рабочего.............. 20
холостого.......... 120
обратного.......... 200
Диаметр исходного мате-
риала в ММ'.
наименьший .... 90
наибольший .... 230
Длина исходного матери-
ала в мм:
наименьшая .... 1000
наибольшая .... 4000
Расстояние между приз-
мами в мм:
наименьшее .... 220
наибольшее .... 1000
Производительность насо-
са главного привода в
л/мин.................... 400
Мощность приводного
двигателя насоса в кет 28
Скорость транспортирова-
ния штанг по рольган-
гу в м/сек............. 1,7
Габаритные размеры прес-
са в мм:
в плане............ 1775x4290
высота............. 1510
Габаритные размеры ус-
тановки в мм:
в плане............ 7900 x 8200
высота............ 2760
Производительность прес-
са в ium/ч............ 230
Рабочая жидкость . . . Минераль-
ное масло
Управление прессом . . Автомати-
ческое
Шестеренный насос 15 используется для управления золотни-
ковыми распределителями. Клапаны 7 и 10 обеспечивают одно-
значное направление потока жидкости. Клапан 20 исключает
падение давления в системе управления насоса 14. Клапан 23
предохраняет гидросистему от перегрузки.
Для предотвращения перегрева жидкости в баке 18 установ-
лен маслоохладитель 17. Температура рабочей жидкости конт-
ролируется манометрическим термометром 13, а давление — ма-
нометром 16.
8. ПРЕСС ДЛЯ ПАКЕТИРОВАНИЯ ВТОРИЧНЫХ ЧЕРНЫХ МЕТАЛЛОВ
Значение вторичных черных металлов (скрапа), включаемых
в состав шихты сталеплавильных печей, систематически увели-
чивается. Установлено, что загрузка печей металлическим скра-
пом без предварительного его пакетирования нерентабельна
из-за низкой производительности при погрузочно-разгрузочных
114
работах и увеличенных потерь на выгорание металла. Как пока-
зала практика, при загрузке мартеновских печей тяжеловесными
пакетами время плавки сокращается на 2—3 ч, а производитель-
ность печи увеличивается на 15—20%.
Увеличение емкости сталеплавильных печей требует соответ-
ствующего увеличения габаритов пакета. На ближайшие годы
для действующих крупных мартеновских печей признаны опти-
мальными пакеты весом 3—6 т. Конструкция гидравлического
пакетировочного пресса, его размеры и прочность базовых дета-
лей существенно зависят от состава скрапа, подлежащего пере-
работке в пакеты, а также от тщательности его сортировки перед
загрузкбй в пресс. Наиболее тяжелые условия для пресса возни-
кают при переработке разнохарактерного скрапа с минималь-
ной его сортировкой перед пакетированием. Пресс (рис. 71—73)
сконструирован с расчетом на отмеченные тяжелые условия ра-
боты и на получение пакетов весом 3—6 т.
Среднее значение плотности скрапа перед пакетированием
составляет 0,25—0,35 т/м3, а средняя плотность готового пакета
2,5—4,0 т/м3. Таким образом, для пакета весом 5 т начальный
объем прессуемого скрапа достигает 15—20 м3. Готовый пакет
имеет сечение 1000X700 мм и длину 1500—2000 мм. В связи
с большой разницей между начальным объемом скрапа и объ-
емом готового пакета его формирование осуществляется в не-
сколько приемов. В данном случае пакет формируется за три
прессования, в результате которых начальный объем загружен-
ного скрапа, составляющий 12—15 м3, уменьшается к концу
процесса до 1,5—1 м3.
Последовательность работы пресса (рис. 71) при формирова-
нии каждого пакета следующая. Ползун 6 сталкивает скрап
из копильника 5 в нижележащую рабочую камеру 4 и возвра-
щается в исходное положение, допускающее возобновление за-
грузки копильника. Поворотная крышка 3 (рис. 71 и 72) при
закрытии прижимает скрап и замыкает рабочую камеру. Всту-
пают в действие рабочие цилиндры 1 (рис. 72) второго прессо-
вания, продвигающие траверсу 15 до перекрытия плитой 14 ок-
на 13 на 20—30 мм.
При третьем прессовании рабочий плунжер 18 (рис. 73)
окончательно сжимает скрап до возникновения в рабочем ци-
линдре 7 максимального давления, равного 320 кгс/см2, что соот-
ветствует удельному давлению между торцом пакета и плитой 23
215 кгс/см2. Далее рабочие цилиндры первого, второго и треть-
его прессования сообщаются со сливным баком; при этом пакет
разгружается от давления стенок камеры и за счет действия
упругих сил несколько увеличивается в размерах. После этого
открывается затвор 2, и рабочий цилиндр 7 вновь сообщается
с напорной магистралью насосов. Начинается выталкивание па-
кета. В начальный период выталкивание пакета производится
115
ступени;
!3
10
11
12
6 — подвижный ползун
Рис. 71. Вид на пресс для пакетиро-
вания скрапа в плане:
1 — рабочий цилиндр второй
2 — затвор; 3 — поворотная крышка (пер-
вая ступень); 4 — рабочая камера; 5 —
копильник; " _______“ ___
копильника; 7 — рабочий цилиндр третьей
ступени; 8 — возвратный цилиндр третьей
ступени; 9 — плунжер возврата ползуна
третьей ступени; 10 — дифференциальный
плунжер-выталкиватель; 11 — траверса;
12 — плунжер возврата траверсы копиль-
ника; 13 — гайки ограничения хода тра-
версы копильника; 14 — тяги; 15 и 16 —
боковые стенки
Рис. 72. Первая и вторая ступени прессования:
/ — рабочий цилиндр второй ступени; 2 — нож; 3 — поворотная крышка; 4 — опорный
зуб; 5 — ось; 6 — защитный кожух; 7 — шток; 8 — качающаяся траверса; 9 — гайка;
10 — цилиндр первой ступени; 11 — поршень; 12 — траверса; 13 — окно выдачи пакета;
14 — лобовая плита; 15 — ползун второй ступени; 16 — каток; 17 — гайка регулировки
крайнего переднего положения ползуна; 18 — опорная пята; 19 — сферический шарнир;
20 — груз механизма синхронизации; 21 — траверса; 22 — вставное дно; 23 — кожух;
24 — плунжер обратного хода; 25 — сварная рама; 26 — опорный каток
116
Рис. 73. Копильник и третья ступень прессования:
1 и 24 — литые рамы; 2 — затвор; 3 — траверса затвора; 4 — 6 — облицовочные плиты; 7 — рабочий цилиндр
третьей ступени; 8 — рабочий плунжер копильника; 9 — ролик; 10 — траверса копильника; И — рабочий цилиндр
копильника; 12 — лист защиты плунжеров; 13 — опорный каток; 14 — сварная рама; 15 — конус; 16 — вставные сег-
менты; 17 — траверса третьей ступени; 18 — рабочий плунжер третьей ступени; 19 — плунжер выталкивателя;
20 — проставка; 21 — подвижный ползун третьей ступени;22 — нижний лист; 23 — лобовая плита; 25 — неподвижный
нож; 26 — днище камеры; 27 — закладная плита
действием рабочего плунжера 18, а с момента, когда задний
бурт плунжера 18 достигнет опорного выступа внутри цилиндра,
выталкивание продолжится с утроенной скоростью действием
плунжера 19. По окончании выталкивания пакета поворотная
крышка и обе рабочие траверсы возвращаются в исходное поло-
жение для приема заготовленной в копильнике за время прессо-
вания очередной порции скрапа.
Наличие нескольких прессующих ползунов, движущихся во
взаимно перпендикулярных направлениях, и большие длины их
ходов определяют своеобразие конструкций станин таких прес-
сов. В данном случае участок станины, в котором размещены
ползуны первого и второго прессований, выполнен по типу
рамных станин, а участок станины третьего прессования — по
типу колонных станин. Боко-
вые стенки 15 и 16 (рис. 71),
воспринимающие усилие ци-
Рис. 74. Вид на пресс со стороны окна выдачи пакетов:
1 — колонны третьей ступени; 2 — затвор; 3 — гайка; 4 — шток; 5 — корпус; 6 — ци
линдр затвора
линдров второго прессования, изготовлены из толстолистового
проката (толщина 160 мм). В зоне движения ползуна второго
прессования, где возможно появление значительных поперечных
сил из-за неравномерности распределения и состава скрапа, эти
стенки дополнительно усилены литыми рамами 1 и 24 коробча-
того сечения (рис. 73) с большим моментом сопротивления.
Боковые стенки с усиливающими их литыми рамами и попе-
речные стенки рабочей камеры соединены сквозными термиче-
ски затянутыми стяжками (рис. 72 и 73), а также двумя диаго-
нально размещенными колоннами 1 (рис. 74) третьей ступени
прессования. Поворотная крышка 3 (рис. 72) приводится в дви-
жение двумя гидравлическими цилиндрами 10, смонтированными
в качающейся на двух подшипниках траверсе 8. Подвод жид-
кости от гидравлической системы управления к полостям качаю-
щихся цилиндров осуществлен через центры цапф качающейся
траверсы (рис. 74). Неподвижная труба, введенная в центр
качающейся цапфы, уплотнена обычными шевронными манже-
тами.
118
Неравномерность распределения скрапа в рабочей камере
и разнообразие его состава приводят к появлению нецентраль-
ных нагрузок на подвижные ползуны. По отношению к ползуну
третьего прессования это явление не вызывает большой опас-
ности, поскольку из-за малых размеров прессующей плиты мак-
симально возможный эксцентрицитет приложения нагрузки не
выходит за -пределы периметра рабочего плунжера третьего
прессования.
По отношению к поворотной крышке эксцентрицитеты нагруз-
ки могут достигать весьма больших значений, однако сравни-
Рис. 75. Синхронизатор перемещения рабочих плунжеров второй
ступени прессования
тельно небольшой момент вращения крышки исключает появле-
ние опасных для ее прочности перекашивающих нагрузок.
В самых тяжелых условиях находится ползун второго прес-
сования, где велики возможные эксцентрицитеты нагрузки из-за
большой длины прессующей плиты и одновременно велики силы,
развиваемые ее рабочими цилиндрами. Безопасная работа этого
ползуна возможна либо за счет создания длинных и прочных
направляющих, либо за счет использования средств активной
автоматической компенсации перекашивающих моментов. В дан-
ном случае использован второй способ.
Гидравлический привод ползуна второго прессования обо-
рудован синхронизатором перемещения его рабочих плунжеров
(рис. 75). Вал 5, имеющий на конце специальную резьбу с круп-
ным шагом, соединен с валом 12 гайкой 14, свободно скользя-
119
щей по шпонке 13. Оба вала вместе с закрепленными на их кон-
цах звездочками 3 вращаются в подшипниках 4, укрепленных
на балке 11. Рычаг 9, вращающийся на пальце 10, одним концом
входит в круговой паз гайки 14, другим — шарнирно соединен
с золотником 7 распределителя 6. Закрепленные по краям пол-
зуна 1 пластинчатые цепи 2 натянуты грузами 8.
В исходном положении золотник 7 находится в центральном
положении, обеспечивая равные проходы жидкости от насоса в
оба цилиндра. При движении ползуна 1 вперед гайка 14 остает-
ся относительно валов неподвижной до тех пор, пока сопротив-
ление скрапа равномерно и движение ползуна происходит без
перекосов, что обычно бывает в начале хода, когда сопротивле-
ние прессованию невелико. По мере роста сопротивления прес-
сованию увеличивается разница нагрузок на плунжеры и, следо-
вательно, разница их скоростей движения. Возникающая раз-
ность угловых путей валов 5 и 12 перемещает гайку 14 по шпонке
13, и золотник 7 конусной шейкой перекрывает доступ жидко-
сти в опережающий цилиндр, освобождая проход в отстающий
цилиндр. В результате дросселирования жидкости в щелях зо-
лотника 7 давление в рабочих цилиндрах автоматически пере-
распределяется пропорционально нагрузкам, преодолеваемым их
рабочими плунжерами, и за счет этого равнодействующая сил
цилиндров совмещается с направлением равнодействующей сил
сопротивления прессуемого скрапа.
Из приведенного описания работы синхронизатора видно, что
он не исключает перекосов ползуна, а ограничивает их вели-
чину и исключает перекашивающие моменты, если ползун
имеет некоторую свободу перекосов. В данном случае параметры
синхронизатора подобраны так, что максимально возможный
перекос ползуна не выйдет за пределы 1°. Для обеспечения
свободы перекосов ползуна в этих пределах он шарнирно со-
единен с рабочими плунжерами (рис. 72) и не имеет направ-
ляющих по пути движения. Шарнирное соединение благоприят-
ствует условиям работы втулок рабочих плунжеров, а отсутствие
направляющих — условиям нагружения боковых стенок рабочей
камеры, поскольку действием синхронизатора исключены вызы-
ваемые перекосами поперечные силы, характерные для ползунов
с направляющими.
Специфичность прессуемого материала, обычно загрязненного
песком, землей, ржавчиной, а также мелкими металлическими
деталями (в том числе из листового материала), требует особо-
го подхода к конструированию направляющих ползунов таких
прессов. Наиболее радикально этот вопрос решен в применении
к ползуну второго прессования, где направляющие аннулиро-
ваны.
Во избежание попадания находящихся в скрапе мелких вклю-
чений в зазоры между перемещающимися деталями лобовые
120
плиты ползунов и облицовочные плиты рабочих камер имеют
пилообразную поверхность.
Лобовая плита 14 (рис. 72) имеет такую поверхность на всех
четырех периферийных гранях. Выступы этой плиты движутся
во впадинах облицовочных плит рабочей камеры. Образованный
таким способом лабиринт на поверхностях касания лобовой пли-
ты со стенками рабочей камеры препятствует попаданию прес-
суемого листового и полосового скрапа в зазоры и практически
исключает случаи заклинивания подвижной траверсы.
Весьма полезно и второе мероприятие, состоящее в уменьше-
нии на 20—30 мм длины и ширины торца ползуна по сравнению
с длиной и шириной торца лобовой плиты. В результате этого
полоски металла, случайно проскочившие сквозь пилообразный
лабиринт при прессовании, миновав толщину лобовой плиты,
оказываются в широком зазоре и не могут поэтому явиться при-
чиной заклинивания ползуна. При обратном ходе ползуна они
увлекаются выступами лобовой плиты и сметаются с донного
листа рабочей камеры на пол.
В применении к ползуну третьего прессования использовано
лишь второе мероприятие. Это объясняется тем, что направле-
ние третьего прессования перпендикулярно направлению второго
прессования и поэтому пилообразные выступы на донном и по-
толочном листах камеры третьего прессования окажутся поме-
хой для движения скрапа при втором прессовании. Имеется и
вторая причина, допускающая применение гладких облицовоч-
ных плит в камере третьего прессования, а именно: при втором
прессовании частицы скрапа довольно плотно сцепляются, и по-
этому опасность отслаивания отдельных полосок металла от об-
щей массы скрапа во время третьего прессования весьма не-
значительна.
Облицовочный лист, контактирующий с боковой стенкой по-
воротной крышки, не имеет пилообразных выступов (ввиду
трудностей изготовления криволинейных выступов на крупнога-
баритных плитах). Использование прямолинейных выступов не-
возможно. Отсутствие пилообразного лабиринта на отмеченной
поверхности контакта крышки и камеры является причиной до-
вольно частых ее заклиниваний. Ползун копильника движется
в пилообразных плитах.
Кривая прессования скрапа характеризуется медленным на-
растанием силы сопротивления на первых трех четвертях пути
прессования и резким нарастанием сопротивления на последней
четверти. Эта особенность процесса позволяет существенно сни-
зить мощность приводных двигателей без заметного влияния на
производительность пресса за счет уменьшения производитель-
ности насосов на конечной четверти пути прессования. В дан-
ном случае насосный агрегат состоит из двух насосов, подклю-
ченных к двигателю с двумя приводными концами вала, и отме-
121
Траберса пербого прессобания |
/4
Затвор
Траверса второго
прессования
Е
р
ь
&
Траверса третьего
прессования
Траверса
копильника
' ьта
г
угу
Рис. 76. Гидравлическая схема управ-
ления прессом для пакетирования
скрапа:
/ — дроссель синхронизатора; 2 — пла-
стинчатый фильтр; 3 — маслобак вспомо-
гательной системы; 4 — самоочищающий-
ся фильтр; 5 — клапан предохранительный
— подпиточный центробежный насос; 8 — питательный
системы низкого давления; 6 — шестеренный насос вспомогательной системы; 7 ___г________ _______ _ ...........
бак; 9 — вспомогательный электромагнитный клапан; 10 — клапан ограничения давления в цилиндрах копильника; // — предохранитель-
ные клапаны системы высокого давления; 12 — агрегат насосов высокого давления (всего в системе два рабочих агрегата и один резерв-
ный); 13 — подпбрный клапан; 14 — золотниковые распределители системы высокого давления; 15 — золотниковые распределители вспо-
могательной системы низкого давления; 16 — разгрузочный золотник
ченная выше возможность реализуется за счет перевода одного
насоса на холостой ход в момент, когда давление в напорной
магистрали достигнет половины максимального значения. Для
полного решения данной задачи необходимы насосы с плавным
изменением производительности по закону pQ = const, где р —
давление, Q — производительность. В рассматриваемом случае
эта возможность не использована только из-за отсутствия в пе-
риод проектирования пресса мощных насосов такого типа.
Гидравлическая схема (рис. 76) предусматривает возмож-
ность работы пресса как в автоматическом режиме, так и в ре-
жиме ручного управления. Пресс приводится от двух насосных
агрегатов, каждый из которых состоит из двух одинаковых на-
сосов, подключенных к одному двигателю. Производительность
каждого насосного агрегата 1 м31мин. Максимальное рабочее
давление 320 кгс/см2. Для выполнения ремонта насосов без оста-
новки пресса предусмотрен третий (резервный) насосный агре-
гат. На схеме условно изображен только один насосный агре-
гат 12. Другие агрегаты (не показанные на схеме) подключа-
ются аналогично.
Управление ползунами пресса и затвором осуществляется от
пяти однотипных трехпозиционных золотниковых распределите-
лей 14, переключаемых вспомогательными трехпозиционными
золотниковыми распределителями 15. Включения и выключения
магнитов вспомогательных распределителей при автоматической
работе производятся электрическим командоаппаратом, а при
ручном управлении — от рукояток универсальных трехпозицион-
ных переключателей.
Клапаны 11 выполняют следующие функции: предохраняют
систему от перегрузки, переключают один из насосов агрегата
на холостой ход при нарастании давления в системе выше
160 кгс/см2, переключают второй насос агрегата на холостой ход
по окончании цикла прессования пакета.
Техническая характеристика пресса с индивидуальным приводом
для пакетирования металлолома
Номинальное усилие
третьего (последнего)
прессования:
в тс................ 1500
в кн................ 14 700
Наибольшее давление в
гидросистеме:
в кгс!см2 ........... 320
в Мн/м2............. 31,4
Удельное давление на па-
кет при третьем прес-
совании:
в кгс/см2......... 215
в Мн/м2 ...... 21
Вес пакета:
в тс................ 3—3,5
в кн.............. 29—34
Вес прессовой установки:
в тс................. 615
в кн ....... 6030
Сечение пакета в мм . . 700x1000
Номинальная длина паке-
та в мм............... 2000
Размеры пресскамеры в
мм:
длина............... 3500
ширина............. 2800
глубина............ 2500
Емкость копильника в м3 14
123
Габаритные размеры ко-
пильника в мм:
длина................ 3200
ширина............... 3320
глубина.............. 1400
Габаритные размеры прес-
са в мм:
длина............... 18700
ширина............... 18600
высота............... 5870
Число рабочих насосов
главного привода ... 4
Число резервных насосов
главного привода ... 2
Производительность одно-
го насоса главного при-
вода в л/мин .... 500
Установленная мощность
электродвигателей глав-
ного привода в кет . . 900
Производительность прес-
са в шт/ч................. До 15
Рабочая жидкость . . . Минераль-
ное
масло
9. ПРЕСС-НОЖНИЦЫ ДЛЯ РЕЗКИ МЕТАЛЛИЧЕСКОГО СКРАПА
До последнего времени резка толстостенного крупногабарит-
ного скрапа, не поддающегося пакетированию, производилась
либо бензино-кислородными горелками, либо механическими ал-
крупногаоаритного стального скрапа
лигаторными ножницами небольших размеров. Оба способа ма-
лопроизводительны и требуют больших затрат ручного труда.
Поэтому одновременно с созданием мощного пакетировочного
пресса, рассмотренного в разделе 8, разработана конструкция
высокопроизводительных гидравлических пресс-ножниц (рис. 77)
с полной механизацией технологического процесса. Большие
размеры рабочего окна пресс-ножниц и наличие механизма
прижима позволяют перерабатывать громоздкие металлические
предметы — металлоконструкции, баллоны, детали вагонов, ку-
зова автомобилей, отходы проката и т. п. Конструкция пресс-
ножниц обеспечивает возможность их работы на открытом воз-
духе в условиях низких температур зимнего периода.
Скрап с помощью грейферного или магнитного крана загру-
жается в короб 5, который двумя гидроцилиндрами поворачи-
вается на угол 80° и сбрасывает скрап в лоток 4. Толкатель ме-
ханизма подачи 6 продвигает скрап на заранее заданный шаг
124
под нож, а механизм прижима 2 сминает скрап и удерживает
его в прижатом состоянии во время резки, осуществляемой пол-
зуном механизма реза /.
Разрезанный скрап по наклонной плоскости скатывается в
приямок. Загрузка короба 5 производится во время резки пре-
дыдущей порции. По окончании резки очередной порции скрапа
ползун подачц возвращается в исходное положение механиче-
ской лебедкой 7. Гидравлические цилиндры, насосная установ-
ка 5 и аппаратура управления расположены ниже уровня пола,
в отапливаемом подвальном по-
мещении.
Станина пресс-ножниц (рис.
78) представляет собой сборную
жесткую раму с V-образными
направляющими для рабочего и
прижимного ползунов. Верхняя
траверса /, нижняя траверса 3 и
стойки 2 связаны термически за-
тянутыми колоннами 4. Монтаж
и демонтаж рабочего и прижим-
ного ползунов осуществляются
через центральное окно верхней
траверсы.
Рабочий ползун 1 (рис. 79)
приводится в движение двумя ра-
бочими цилиндрами 2, плунжеры
3 которых воздействуют на по-
движную траверсу 5, соединен-
ную с ползуном нолоннами 4. Об-
ратный ход подвижной траверсы
и ползуна осуществляется под
действием цилиндра 6, закреплен-
ного в опоре 7, подвешенной на
Рис. 78. Станина пресс-ножниц
для резки крупногабаритного
стального скрапа
четырех колонках к нижней траверсе станины. В период реза ра-
бочий ползун, как правило, испытывает эксцентричные нагрузки,
в связи с чем длина его направляющих, а соответственно и вы-
сота самого ползуна существенно увеличены.
Ползун 1 механизма прижима (рис. 80) оборудован качаю-
щейся вставкой 2 с закрепленной в ней сменной пилообразной
гребенкой 3. Качающаяся вставка и гребенка введены с целью
увеличения равномерности прижима скрапа, поверхность кото-
рого не горизонтальна, а плотность по ширине лотка не равно-
мерна. За счет свободы поворота вставки увеличивается длина
контакта между гребенкой и наклонной поверхностью скрапа.
Зубцы, внедряясь в скрап, также увеличивают поверхность кон-
такта. Рабочее усилие, развиваемое цилиндром 4, передается на
ползун через подвижную траверсу 9 и колонны 6. Хвостовик
125
рабочего плунжера 5 использован в качестве цилиндра обратно-
го хода. Неподвижный плунжер 8 закреплен на подвесной опо-
ре 7. Усилие ползуна передается на вставку 2 через цилиндри-
ческий подпятник. Палец 10 при этом разгружен за счет зазоров
во втулках.
Механизм для проталкивания скрапа вдоль лотка 1 (рис. 81)
позволяет регулировать величину шага подачи толкателя 2
в пределах от 200 до
1200 лслс с интервалом
200 лслс, равным шагу
гребенки упора 4. Соот-
ветствующая длина
возвратно-поступатель-
ных движений порш-
ня 3 контролируется
при этом конечными
выключателями, рас-
ставленными 'по длине
его хода с тем же ша-
гом 200 мм. Желаемый
больший шаг подачи
толкателя задается ус-
тановкой шестипозици-
онного электрического
переключателя на вы-
бранное деление из ин-
тервала 200—1200 мм.
Гидравлическая схе-
ма (рис. 82) обеспечи-
вает работу установки
на полуавтоматическом
и ручном режимах уп-
равления. Гидравличе-
ские исполнительные
Рис. 79. Конструкция механизма реза механизмы установки
приводятся от двух на-
сосов 2 с суммарной (производительностью 1000 л/мин, работаю-
щих на минеральном масле. Заполнение рабочих цилиндров
прижимного и рабочего ползунов при их холостом движении
вниз осуществляется через клапаны 9 от наполнителя 4 с давле-
нием воздуха в нем в пределах 6—9 кгс/см2. Энергия жидкости
наполнителя используется также для осуществления подпора на
всасывающей магистрали главных насосов и для управления
гидравлическими распределителями 6 высокого давления через
вспомогательные гидравлические электромагнитные распредели-
тели 7 низкого давления. Сливные магистрали этих распредели-
телей сообщены с вспомогательным маслобаком 5, жидкость из
126
которого периодически, по сигналу реле контроля уровня, пере-
качивается шестеренным насосом в наполнитель.
Окончание всех операций, кроме операций прижима, контро-
лируется конечными выключателями. Окончание операции при-
жима контролирует реле давления <8, которое при заданном дав-
лении дает сигнал на выполнение очередной операции. Клапан 1
предохраняет^ насос и сис-
тему от перегрузок. Пере-
грев масла предотвраща-
ется маслоохладителем 3.
Во избежание резкого по-
вышения давления в ци-
линдре обратного хода ра-
бочего ползуна в момент
окончания реза предусмо-
трен предохранительный
клапан 10.
Динамические явле-
ния, возникающие при
мгновенном снижении на-
грузки на рабочий ползун
пресса, рассмотрены в
разделе 19. Управление
гидроаппаратурой элек-
трическое, дистанционное.
При работе в автоматиче-
ском режиме оператор
нажатием кнопки вклю-
чает механизм опрокиды-
вания загрузочного коро-
ба, задает переключате-
лем шаг подачи толкате-
ля и после этого нажи-
мает кнопку «Автомати-
ческий цикл». Автомати-
Рис. 80. Конструкция механизма прижима
чеокая работа установки продолжается до тех пор, пока
толкатель не дойдет до переднего крайнего положения, т. е. пока
весь скрап, загруженный в лоток, не будет подан под ножи. Пос-
ле этого цикл прерывается и оператор возвращает толкатель
в исходное положение, опрокидывает загрузочный короб и вновь
нажимает кнопку «Автоматический цикл».
Техническая характеристика пресс-ножниц
для резки крупногабаритного стального лома
Номинальное усилие резки:
в тс .............1000
в кн .......... 9800
Номинальное усилие прижима:
в тс .....................
в кн..................
400
3920
127
Грузоподъемность загрузочно-
го короба:
в тс ........................ 20
в кн..................... 196
Усилие толкателя скрапа:
в тс..................... 32
в кн..................... 314
Рабочее давление в гидросис-
теме:
в кгс/см?................ 320
в Мн/м*..................31,4
Производительность пресс-
ножниц в т/ч:
при шаге подачи 200 мм 22
при шаге подачи 1200 мм 42
Общий вес установки:
в тс..................... 270
в кн.................... 2640
Наибольший ход ножа в мм 1250
Длина ножей в мм.......... 2000
Наибольший ход прижима в
мм........................1500
Габаритные размеры лотка в
мм:
длина................... 12 000
ширина.................1900
глубина.................. 800
Общая мощность электродви-
гателя в кет ............. 620
Габаритные размеры установки
в мм:
длина............. 33 650
ширина...............’ 5900
высота над уровнем пола 4920
глубина под полом ... 6100
Для переработки скрапа цветных металлов разработана кон-
струкция прессовой установки (рис. 83), позволяющая и резать
и пакетировать перерабатываемый материал. Большие габарит-
ные размеры лотка подачи материала под ножи, а также воз-
можность работы установки в трех режимах (резка в двух вза-
имно перпендикулярных плоскостях, резка в одной плоскости
Рис. 81. Механизм толкания скрапа вдоль лотка
с последующим пакетированием, резка в одной плоскости) поз-
воляют вести переработку громоздких предметов из цветного
металла без применения какого-либо другого ломоперерабаты-
вающего оборудования. Выбор режима зависит от перерабаты-
ваемого материала. Желаемый режим задается трехпозицион-
ным электрическим переключателем.
При переработке толстостенного скрапа (панели, лонжеро-
ны и т. п.) применяется режим «двойной рез». При работе в дан-
ном режиме скрап, отрезанный главным ножом, ползуном меха-
низма прессования ступенчато продвигается под боковой нож
для резки в перпендикулярном направлении на куски мерной
длины. Отрезанный скрап сваливается по наклонной плоскости
в копильник.
128
Jo Рис. 82. Гидравлическая схема управления пресс-ножницами для резки крупногабаритного
стального скрапа
5 Заказ 1299
8
_________1
26400
0069
Рис. 83. Установка для резки скрапа цветных металлов:
1 — пресс-нож ни цы; 2 — загрузочный лоток;, 3 — толкатель скрапа; 4 — цилиндр привода толкателя скрапа; 5 — лебедка
возврата толкателя
Для переработки тонкостенного листового скрапа применяет-
ся режим «пакетирование». При работе в данном режиме пор-
ция скрапа, отрезанная главным ножом, движением ползуна
механизма прессования при закрытом затворе спрессовывается
в пакет, который после открытия затвора выталкивается и пада-
ет по наклонной плоскости в копильник.
Для переработки прутков, труб, различных профилей и дру-
гого скрапа, не поддающегося пакетированию и не требующего
поперечной резки, применяется режим «продольный рез». При
работе в данном режиме скрап, отрезанный главным ножом,
движением ползуна механизма прессования при открытом за-
творе выталкивается в копильник.
Данная установка, в отличие от рассмотренной, выполнена
с верхним открытым приводом, поскольку она предназначена
для работы в закрытом отапливаемом помещении. Конструкция
и работа механизмов для загрузки скрапа в лоток 2 и подачи
его под ножи аналогичны ранее рассмотренным. Функции, вы-
полняемые ползуном продольной резки 1 (рис. 84), пакетировоч-
ным ползуном 2 и ползуном поперечной резки 5, зависят от на-
значенного режима работы установки. При режиме «двойной
рез» пакетировочный ползун 2 выполняет роль толкателя, про-
двигающего отрезанные куски скрапа на заданный шаг под
нож 3 поперечной резки. Функция поперечного прижима 4 в дан-
ном режиме очевидна.
При режиме «пакетирование» ползун продольной резки 1
осуществляет резку скрапа и одновременно выполняет роль верх-
ней крышки рабочей камеры пакетирования. Ползун поперечной
резки 3 выполняет при этом роль затвора. Прижим 4 в этом ре-
жиме фиксируется в верхнем положении и в работе не участвует.
Технологический процесс имеет в этом случае такую последова-
тельность: ползун продольной резки совершает серию возвратно-
поступательных движений, в результате которых рабочая каме-
ра заполняется отрезанными кусками скрапа; при совершении
последнего движения ползун 1 фиксируется в крайнем нижнем
положении, на уровне верхней кромки лобовой плиты пакетиро-
вочного ползуна 2; вступает в действие пакетировочный ползун,
проталкивает материал в шахту левой стойки станины и спрессо-
вывает его в пакет; рабочие цилиндры ползунов 1 и 2 разгру-
жаются от давления, ползун 3 поднимается и открывает окно
шахты; движением ползуна 2 пакет выталкивается в копильник;
ползуны 1 и 2 возвращаются в исходное положение для повто-
рения нового цикла.
При режиме «продольный рез» ползун 3 и прижим 4 зафик-
сированы в верхнем положении и в работе не участвуют. Паке-
тировочный ползун 2 выполняет роль сталкивателя.
Механизм продольного реза (рис. 85) по сравнению с рас-
смотренным на рис. 79 имеет верхнее расположение цилиндров,
131
5*
ьо
что упрощает конструкцию. В данном случае это допустимо, так
как пресс предназначен для работы в закрытом отапливаемом
помещении. Верхний нож 5 плоский, а нижний — V-образный.
Рис. 85. Механизм продольного
реза:
1 — цилиндр прижима; 2 — цилиндр
реза; 3 — ползун прижимного устрой-
ства; 4 — качающийся прижим; 5 —
подвижной нож; 6 — съемный крон-
штейн; 7 — неподвижный нож
Рис. 86. Механизм поперечного
реза:
1 — кронштейн; 2 — цилиндр при-
жима; 3 — цилиндр реза; 4 — пол-
зун механизма реза; 5 — подвиж-
ной иож; 6 — прижим; 7 — фла-
жок контроля длины отрезаемой
заготовки; 8 — неподвижный нож
Кронштейн 6, образующий переднюю стенку камеры пакетиро-
вания, съемный.
Механизм поперечного реза (рис. 86) имеет следующие осо-
бенности. В связи с малой шириной горизонтальной шахты при-
жим 6 выполнен цилиндрическим, с направлением по цилиндри-
133
ческой втулке. Предусмотрен флажок 7, контролирующий макси-
мально допустимую длину пакета. По сигналу этого флажка
пакеты, имеющие избыточную длину, обрезаются ножом 5 в раз-
мер. Направляющие ползуна 4 клиновые, регулируемые.
Гидравлическая схема построена по аналогии со схемой рас-
смотренных ранее ножниц для резки стального скрапа.
Техническая характеристика пресс-ножниц
для переработки отходов и лома цветных металлов
Номинальное усилие при про-
дольном резе:
в тс..................1000
в кн ......... 9800
Номинальное усилие прижи-
ма: ..................
в тс.................. 400
в кн................. 3920
Номинальное усилие пакети-
рования:
в тс.................. 200
в кн..................1960
Номинальное усилие при по-
перечном резе:
в тс.................. 350
в кн................. 3430
Номинальное усилие попереч-
ного прижима:
в тс................. 84
в кн.................. 825
Максимальное удельное дав-
ление при пакетировании:
в кгс/см*............ 200
в Мн/м*...............19,6
Рабочее давление в гидро-
системе:
в кгс/см*............. 200
в Мн/м?..............19,6
Грузоподъемность механизма
загрузки:
в тс................. 20
в кн.................. 196
Общий вес установки:
в тс................... 335
в кн................. 3280
Наибольший ход ножа в мм 800
Длина ножей в мм .... 2500
Наибольший ход прижима в
мм........................ 950
Длина поперечных ножей в
мм....................... 300
Габаритные размеры лотка
механизма подачи в мм:
длина..................... 9000
ширина............... 2400
глубина ................ 920
Размеры пакета в мм:
сечение .............. 300x300
длина................До 500
Коэффициент уплотнения
скрапа...................15—18
Суммарная мощность электро-
двигателей в кет: .... 740
Габаритные размеры установ-
ки в мм:
длина.................... 26 400
ширина............... 17 600
высота над уровнем пола 5100
глубина под полом . . . 3840
Продолжительность одного
цикла в сек: *
при продольной резке 36
при двойной резке . . 45
при пакетировании ... 72
10. ПРЕСС ДЛЯ ПАКЕТИРОВАНИЯ ХЛОПКА
Объемный вес очищенного хлопковолокна нормальной влаж-
ности составляет всего 12—15 кгс/м?. Поэтому на заводах пер-
вичной переработки хлопок после очистки спрессовывается в ки-
пы прямоугольного сечения с объемным весом 600—800 кгс!м\
что обеспечивает полное использование грузоподъемности желез-
нодорожных вагонов.
Процесс спрессовывания хлопка в кипу прямоугольного сече-
ния, поверхность которой покрывается защитной тарной тканью
и стягивается обручами из проволоки или стальной ленты, назы-
134
вают пакетированием. Пакетирование хлопка осуществляется в
основном на гидравлических прессах. Приближенная зависи-
мость между удельным давлением р прессования и объемным ве-
сом у спрессованного хлопка при его нормальной (6—8%) влаж-
ности выражается формулой
\ 180 /
где р выражено в кгс/см2, у — в кгс/м3.
Давление хлопка на стенки пресскамеры, перпендикулярные
к направлению прессования, составляет 0,35—0,4 удельного дав-
ления прессования.
Рис. 87. Кривая удельного сопротивления хлопка
при прессовании в закрытой камере:
Яо = 3,2 м\ F = 0,54 ж2; Р = 210 кгс
Если обозначить Р — вес прессуемого хлопка, F — площадь
прессующей плиты, h — ход прессующей плиты, Но — начальную
длину прессовой камеры, то Но— h — высота кипы в процессе
прессования; тогда
______Р
У~
и, следовательно, удельное давление на хлопок в функции хода
прессующей плиты выразится формулой
/ Р \з 1
Р = I-----1 ---------.
\ 180F / (Н9 — Л)*
Из графика (рис. 87) этой функции (для кипы весом 210 кг
при F = 5400 см2 и Но = 3,2 .и) видно, что более половины пути
прессование происходит без заметного увеличения давления.
135
Рассмотренную особенность графика удельного давления прессо-
вания целесообразно учитывать при проектировании привода
пресса. В процессе прессования кипа приобретает форму и раз-
меры пресскамеры, и в таком состоянии четыре ее стороны по-
крываются тканью и обвязываются обручами из стальной прово-
локи или ленты. Однако упакованная и обвязанная обручами
кипа после выталкивания из пресскамеры меняет форму и разме-
ры (рис. 88). Наибольшее изменение формы и размеров кипы
происходит в направлении прессования. Отношение — колеб-
"О
лется в пределах 1,45—1,5. Увеличение размеров кипы по длине
и ширине обычно не превышает 20—30 мм. Размер а, зависящий
Рис. 88. Вид и размеры упакованной и обвязанной
обручами кипы после выталкивания из пресскамеры
от ширины кипы Ь и степени затяжки обручей, составляет в сред-
нем 80—95 мм. Размер с колеблется в пределах 20—25 мм и за-
висит от расстояния между обручами. Параметры упакованных
кип приведены в табл. 1.
Таблица 1
Параметры упакованных кип
(по ГОСТу 3152—54)
Усилие пресса Вес кипы Размеры кипы в мм
в тс в кн в кгс В Н Длина Ширина Высота
500 4900 210 2060 970 595 735
400 3920 205 2010 970 595 735
300 2940 185 1810 970 595 735
250 2450 165- 3 1615 970 5Э5 735
200 I960 . 160 1565 970 595 735 . .
150 1470 150 1470 '970 595 735
135
Пресс (рис. 89) предназначен для осуществления следующего
процесса образования кипы: очищенный от семян и посторонних
включений хлопок в виде непрерывной, но пока что рыхлой лен-
ты поступает под плиту 5 механической л-------------------
трамбовки, приводимой от электродвига- г"
теля 6 и совершающей возвратно-поступа-
Рис. 89. Гидравлический пресс для пакетирования хлопка
тельные движения, а затем проталкивается в шахту 7, нижний
торец которой закрыт подвижной прессующей плитой 8. По мере
наполнения шахты хлопком увеличивается нагрузка на двигатель
трамбовки. По сигналу токового реле оператор включает элек-
137
тродвигатель привода 4 и осуществляет поворот крестовины
с закрепленными на ней пресскамерами 3, перекрытием 2 и шах-
тами 7 на 180° относительно центральной колонны 9. После этого
возобновляется процесс наполнения хлопком пустой шахты в по-
зиции трамбования и начинается процесс спрессовывания хлоп-
ка в позиции прессования. К концу этой операции прессования
плита с предварительно положенной на ее поверхность тарной
тканью оказывается в зоне пресскамеры 3. В этот период пресс
развивает усилие, близкое к максимальному. Под действием дав-
ления хлопка «а вертикальные стенки пресскамеры автоматиче-
ски открываются замки ее передней и задней дверец, обеспечивая
рабочему доступ к кипе. По достижении прессовой плитой задан-
ного уровня в пресскамере оператор переводит насос на холостой
режим. Прессовая плита при этом удерживается в заданном по-
ложении жидкостью, замкнутой в рабочем цилиндре.
После открытия дверец пресскамеры свободные концы поло-
сы тарной ткани, предварительно подведенной под верхнюю тра-
версу пресса, накладываются на переднюю и заднюю грани кипы.
Таким образом, кипа, оставаясь зажатой между прессовой пли-
той и верхней траверсой, с четырех сторон покрывается тканью.
Обвязка кипы также производится в зажатом ее состоянии, так
как в противном случае кипа за счет упругих сил недопустимо
увеличится в объеме. Чтобы избежать этого, на рабочих поверх-
ностях прессующей плиты и верхней траверсы простроганы пря-
моугольные пазы, сквозь которые пропускается проволока для
обвязки. Свободные концы проволок связываются специальными
узлами на открытых передней и задней гранях кипы.
Далее оператор рукояткой гидравлического распределителя
сообщает рабочий цилиндр пресса с маслобаком; при этом кипа
после незначительного опускания относительно верхней травер-
сы выбрасывается из пресскамеры специальным устройством,
рассмотренным ниже. Оператор закрывает и замыкает дверцы
пресскамеры, плунжер 1 возвращается тем временем в крайнее
нижнее положение, и по сигналу токового реле, контролирующе-
го разгрузку шахты в позиции трамбования, осуществляется оче-
редной поворот крестовины и начинается следующий цикл прес-
сования. Торцы кипы закрываются отдельными кусками ткани
вне пресса.
Планировка основных элементов прессовой установки пред-
ставлена на рис. 90.
Гидравлический привод рабочего цилиндра (рис. 91) обору-
дован двумя насосами. В первой стадии процесса прессования
плунжер 12 перемещается с максимальной скоростью. При повы-
шении давления в рабочем цилиндре до 20 кгс/см2 винтовой на-
сос 3 отключается. Далее по мере нарастания сопротивления
прессуемого хлопка и соответствующего повышения давления в
рабочем цилиндре выключается из работы первый плунжер на-
138
coca 6 и затем второй плунжер этого насоса. Таким образом, про-
цесс прессования заканчивается при работе лишь одного плун-
жера насоса 6,
График изменения производительности насосов в функции
нарастающего в рабочем цилиндре давления изображен на
рис. 92. Из этого графика видно, что производительность, обеспе-
чиваемая каждым из плунжеров насоса 6 (рис. 91), различна.
Рис. 90. Планировка элементов прессовой установки для пакетирования
хлопка:
/ — трехплунжерный трехступенчатый насос высокого давления; 2 — фильтр; 3 — вин-
товой насос низкого давления; 4 — пресс; 5 — гидравлический распределитель; 6 —
маслобак
Третий плунжер нагнетает 50 л/мин, второй плунжер 70 л/мин
и первый плунжер 190 л/мин. Различная производительность
плунжеров достигнута за счет соответствующей разницы в их
диаметрах. Указанные на графике ступени производительности
определены па основании кривой, приведенной на рис. 87. По-
скольку давление в рабочем цилиндре пропорционально сопро-
тивлению хлопка прессованию и известна кривая (рис. 87) изме-
нения этого сопротивления в функции пути прессования, легко
получить график изменения производительности насоса, отвеча-
ющий наиболее полному использованию располагаемой мощно-
сти двигателя, или, другими словами, наиболее быстрому веде-
нию процесса прессования в рамках располагаемой мощности
двигателя. Этот вопрос более подробно рассмотрен в разделе 16,
гл. III.
139
Действие механизма (рис. 93), осуществляющего поочередное
выключение плунжеров насоса из работы
давления в трубопроводе рабочего ци-
линдра, основано на принудительном
подъеме всасывающих клапанов насо-
са. С момента принудительного подъ-
ема всасывающего клапана ооответст-
по мере увеличения
д ю
//
12
Рукоятка
фиксатора
Рукоятка
распределителя
16
15
Рис. 91. Гидрокинематическая схема управления прессом:
1 — маслобак; 2 — фильтр; 3 — винтовой насос; 4 — гидравлический распредели-
тель; 5 — всасывающий коллектор трехплунжерного насоса; 6 — трехплунжерный
трехступенчатый насос высокого давления; 7 — приводной электродвигатель; 8 —
пульт управления; 9 — верхняя плита; 10 — фиксатор поворотной крестовины; 11 —
прессующая плита; 12 — главный плунжер; 13 — обратный клапан; 14 — главный
цилиндр; 15 и 16 — пресскамеры; 17 — привод поворотной крестовины; 18 — трам-
бовка; 19 — привод трамбовки
вующий плунжер переходит на холостой режим работы. Рабочая
полость поршня 16 сообщена через штуцер 18 с трубопроводом
рабочего цилиндра пресса. Давление, действующее на нижнюю
кольцевую площадь поршня, уравновешивается усилием пру-
жин 21 и двух пластинчатых пружин 8. С момента, когда давле-
ние в напорном трубопроводе превысит величину, определяемую
140
Ол/мин
Рис. 92. График изменения произ-
водительности насосов в функции
давления в рабочем цилиндре
пресса
Рис. 93. Механизм ступенчатого изменения производительности трехплунжер-
ного насоса:
1 — всасывающий коллектор; 2 — прокладка; 3 — клапанная коробка; 4 и 6 — вентили;
5 — глазок; 7 — стакан; 8 — пластинчатая пружина; 9 — ролик; 10 — гайка; 11 —
гайки стопорные; 12 — плунжер; 13 — всасывающий клапан; 14 — всасывающий па-
трубок; 15 — прокладка; 16 — поршень; 17 — гайка; 18 — штуцер; 19 — уплотнительное
устройство; 20 — упорная гайка; 21 — пружины; 22 — регулировочные гайки
настройкой пружин, ролики 9 соскользнут с фаски гайки 10 на
ее вертикальную стенку, поршень 16 вместе со стаканом 7 резко
поднимется и подопрет всасывающий клапан 13. Назначение пла-
стинчатых пружин, действующих на гайку 10, состоит в том, что-
бы непрерывную линейную характеристику пружин преобразо-
вать в разрывную резко падающую характеристику (рис. 94),
так как только при такой характери-
стике возможно четкое действие уст-
Рис. 94. Характеристика
пружинного устройства ме-
ханизма ступенчатого изме-
нения производительности
трехплунжерного насоса:
1 — при действии только спи-
ральных пружин; 2 — при дей-
ствии только пластинчатых пру-
жин; 3 — при одновременном
действии спиральных и пла-
стинчатых пружин; Рпр — уси-
лие пружинного устройства;
кпр — перемещение стакана
пружинного устройства; PQ —
усилие предварительной затяж-
ки спиральных пружин
Рис. 95. Конструкция автоматически отпира*
ющегося замка дверец пресскамеры:
1 — вращающаяся крестовина; 2 — ось поворо-
та дверец; 3 — кронштейн неподвижной стенки
пресскамеры; 4 — сухарь; 5 — палец; 6 — за-
хват; 7 — дверца
ройства, обеспечивающее подъем вса-
сывающего клапана за одно движе-
ние.
Каждое из трех пружинных уст-
ройств (рис. 93) настраивается на за-
данное давление гайками 22. При этом
одновременно регулируется гайка 10,
так как необходимо сохранить постоянный уровень ее фаски от-
носительно роликов 9. Рассмотренное пружинное устройство мо-
жет оказаться весьма полезным и в ряде других задач, требую-
щих импульсного и значительного по силе сигнала.
Конструкция автоматически отпирающегося замка дверок
пресскамеры показана на рис. 95. Сухарь 4 закреплен на верти-
кальном поворотном валике. При повороте сухаря 4 по часовой
стрелке захваты 6 могут свободно поворачиваться относительно
пальцев 5. Автоматическое действие замка при отпирании дверец
основано на эффекте увеличения угла р вследствие упругой де-
формации дверец 7 под действием сил давления прессуемого
хлопка. По мере увеличения усилия прессования увеличиваются
упругий прогиб дверец 7 и, следовательно, величина угла р.
С некоторого момента увеличивающийся угол р выходит из обла-
142
сти самоторможения, что вызывает появление силы, действующей
на захваты 6 в направлении оси А.
С ростом усилия прессования, после выхода угла 0 из области
самоторможения, появившаяся в направлении А сила интенсив-
Верхняя поперечина
/////
Рис. 96. Механизм выбрасывания кипы:
1 — рабочая плита верхней траверсы; S — поворотный ры-
чаг; 3 — палец; 4 — ось ролика толкателя; 5 — прессую-
щая плита; 6 и И — пружины; 7 — толкатель; 8 и 14 —
планки; 9 — направляющий стержень пружины; 10 — крыш-
ка; 12 — бобышка; 13 — сухарь; 15 — скоба; 16 — направ-
ляющий ролик с кронштейном; 17 — рабочий плунжер
но нарастает как по причине увеличения угла ₽, так и по причине
повышения сил давления хлопка на дверцу. Под действием этой
силы начинается постепенное сползание захватов с дверец и, сле-
довательно, некоторый поворот захватов относительно пальцев 5.
Этот поворот вызывает увеличение угла а, который также выхо-
143
дит из области самоторможения. С этого момента захваты отбра-
сываются резким рывком, и дверцы пресскамеры раскрываются.
Вследствие значительной инерционности дверец -раскрытие их
под действием упругих сил спрессованного хлопка происходит
с умеренными скоростями, не приводящими к удару о станину.
При правильном подборе углов ₽ и а замок работает четко, ста-
бильно и длительно. Действие механизма выбрасывания кипы
(рис. 96) основано на использовании силы веса рабочего плун-
жера 17 и прессующей плиты 5. При опускании плиты правые
концы двух планок 14, подвешенных на скобах 15, приваренных
к прессующей плите симметрично относительно плунжера,
встречаются с сухарями 13. С этого момента толкатели 7 вызы-
вают поворот рычагов 2 из положения I в положение II относи-
тельно пальцев 3, опускающихся с прессующей плитой. В резуль-
тате поворота рычагов 2 кипа выкатывается из пресскамеры.
По мере дальнейшего опускания прессующей плиты 5 закреп-
ленные на ней планки 8 со скошенным нижним торцом утаплива-
ют сухари 13, освобождая путь вниз правым концам планок 14.
С этого момента толкатели 7 и рычаги 2 возвращаются в исход-
ное положение относительно прессующей плиты. При движении
прессующей плиты вверх планки 14 воздействуют на нижние ско-
сы сухарей 13, утапливают и беспрепятственно проходят их.
Техническая характеристика модернизированного пресса
для пакетирования хлопка
Номинальное усилие
пресса:
в тс ................. 480
в кн.................. 4700
Усилие трамбовки:
в тс............... 4
в кн.................. 39,2
Рабочее давление винто-
вого насоса:
в кгс/см2............... 20
в Мн/м*............... 1,96
Рабочее давление трех-
плунжерного насоса
(по ступеням произво-
дительности):
в кгс)смг..........60; 160; 320
в Мн/л?............5,9; 15,6;
31,4
Средний вес кипы:
в кг..................... 220
в н.................... 2160
Вес прессовой установки:
в тс . ».............. 46,5
в кн . .................. 455
Рабочий ход плунжера в мм 2750
Рабочий ход плиты трам-
бовки в мм............. 1800
Время поворота пресска-
мер в сек................. 10
Мощность главного при-
вода в кет................ 62
Производительность на-
сосов в л/мин:
винтового............. 710
трехплунжерного . . 310; 120; 50
Число ступеней произво-
дительности насосов . 4
Размеры пресскамеры
В ММ'.
длина...................... 940
ширина................ 575
Размеры кипы вне пресса
в мм:
длина...................... 970
ширина................ 595
высота................ 730
Габаритные размеры прес-
совой установки в мм:
в плане................ 9000x5300
высота над уровнем
пола............... 9440
общая высота .... 13 240
Производительность прес-
са в шт/ч................. 20
144
11. НАСОСЫ АККУМУЛЯТОРНЫХ СТАНЦИЙ
В настоящее время крупные насосно-аккумуляторные станции
комплектуются насосами (рис. 97 и 98), имеющими следующую
техническую характеристику:
Производительность в л/мин ♦ 1 000
-Рабочее давление в кгс/см2............ 320
Диаметр плунжера в мм................. 90
Ход плунжера в мм.................... 420
Скорость вращения коленчатого вала
в об/мин....................... 145
Вес насоса в кгс................... 28 500
В случае работы станций при давлении 200 и 320 кгс/см2 в
отечественной и зарубежной практике наиболее широкое распро-
Рис. 97. Трехплунжерный насос с горизонтальным расположением плунжеров
(Q = 1000 л!мин\ р = 320 кгс/см2) на сборочно-испытательном стенде завода-
изготовителя
странение имеют трехплунжерные насосы, в целом аналогичные
приведенному.
При перекачке воды или эмульсии, применяемой в качестве
рабочей жидкости в насосно-аккумуляторных станциях, стойкость
уплотнений плунжеров насоса обычно не превышает двух-трех
недель непрерывной работы. Стойкость клапанов и плунжеров
145
существенно зависит от качества очистки воды и составляет от
нескольких месяцев до года непрерывной работы. Трехплунжер-
ные насосы с горизонтальным расположением плунжеров наибо-
лее полно отвечают условиям удобного доступа к уплотнениям и
клапанам, в связи с чем они и получили широкое распростране-
ние. Однако такие насосы имеют значительные габаритные раз-
Рис. 98. Вид на трехплунжерный насос сбоку и в плане
меры и вес. Это объясняется относительно низкой скоростью вра-
щения коленчатого вала, которая лимитируется в основном под-
шипниками мотылевых шеек, работающими в условиях значи-
тельных удельных давлений и скоростей.
Для мощных насосов на мотылевых шейках применяются
только подшипники скольжения (рис. 99). Применение подшип-
ников качения приводит к резкому увеличению размеров шатуна,
что увеличивает размеры насоса и его динамическую неуравно-
146
вешенность. По отмеченным причинам, а также в связи с допол-
нительными затруднениями монтажа подшипники качения на
мотылевых шейках коленчатых валов крупных насосов не исполь-
зуются. Для насосов с небольшой приводной мощностью (до
100—150 кет) подшипники качения на мотылевых шейках колен-
чатого вала применяются чаще. Однако и в этом случае скорость
вращения коленчатого вала ограничена возникающими динами-
Рис. 99. Конструкция трехплунжерного насоса с горизонтальным распо-
* ложением плунжеров
чески неуравновешенными силами инерции и нагревом мотыле-
вых подшипников.
При установке подшипников качения на мотылевых шейках
центробежная сила, действующая на сепаратор, перемещает его
в направлении радиуса кривошипа, прижимает к роликам и вы-
зывает увеличенное трение, в результате которого нагреваются
и изнашиваются ролики и сепаратор. Скорости вращения колен-
чатых валов таких насосов обычно не превышают 300—
500 об/мин.
Скорости вращения коленчатых валов трехплунжерных насо-
сов с приводной мощностью более 200—300 кет обычно не превы-
шают 150—200 об/мин. Насосный агрегат (рис. 100) состоит из
двух одинаковых насосов, приводимых, от синхронного электро-
двигателя с двумя выпущенными концами вала и имеющих сле-
дующую характеристику:
Производительность в л/мин............ 500
Рабочее давление в кгс/см*............ 320
Диаметр плунжера в мм.................. 65
Ход плунжера в мм..................... 215
Скорость вращения коленчатого вала
в об/мин............................. 300
Вес насоса в кг...................... 7520
147
Данный агрегат позволяет осуществлять ступенчатое регули-
рование производительности за счет переключения одного из на-
сосов на холостой режим работы. Мощность электродвигателя
выбрана из расчета работы агрегата на давлении 160 кгс/см2 при
полной производительности или 320 кгс!см2 при половинной про-
изводительности (один насос переключен на холостой
режим).
Рис. 100. Насосный агрегат из двух трехплунжерных насосов с горизонталь-
ным расположением плунжеров (QcyM = 1000 л!мин\ р = 320 кгс!см2) на сбо-
рочно-испытательном стенде завода-изготовителя
Такой выбор мощности двигателя определился из условий
применения данного агрегата для безаккумуляторного привода
ряда прессов. При использовании такого агрегата для комплек-
тации насосно-аккумуляторных станций при давлении
320 кгс!см2 мощность двигателя должна быть удвоена.
По сравнению с ранее рассмотренным насосом (рис. 97 и 98)
данный агрегат имеет значительно меньший вес. Основной фак-
тор сокращения веса в данном случае—увеличение скорости
вращения коленчатых валов, чего удалось достигнуть уменьше-
нием производительности каждого из насосов вдвое по сравнению
с ранее рассмотренным насосом, а также применением низкообо-
ротного синхронного двигателя; это позволило исключить редук-
торы. В итоге при равной суммарной производительности и дав-
лении вес сдвоенного насосного агрегата существенно умень-
шился. Габаритные размеры насоса показаны на рис. 101.
Значительного снижения металлоемкости мощных насосов,
148
предназначенных для ра-
боты на воде, удается
достигнуть в конструкци-
ях с радиальным распо-
ложением плунжеров.
При этом существенно со-
кращаются габаритные
размеры насоса и улуч-
шаются условия работы
эксцентрикового вала в
связи с уменьшением его
длины и изменением ха-
рактера действующих в
нем напряжений от зна-
копеременного к пульси-
рующему.
Один из вариантов
радиально - плунжерного
насоса, разработанный в
последние годы, пред-
ставлен на рис. Г02 и
103, где показан общий
вид насоса со стороны ва-
ла и дан продольный раз-
рез насоса. Фотография
опытного образца этого
насоса представлена на
рис. 104.
Данный насос пред-
назначен для перекачки
воды и агрессивных жид-
костей при давлениях до
320 кгс/см2 и имеет плав-
но регулируемую (от 0 до
750 л!мин) производи-
тельность. Вес насоса
(вместе с механизмом ре-
гулирования производи-
тельности) составляет
5200 кг, а удельная ме-
таллоемкость на единицу
мощности составляет
13,3 кг)кет. т. е. довольно
близка к металлоемкости
насосов, предназначен-
ных для работы на мине-
ральном масле.
149
Насос пятиплунжерный. К наружному кольцу корпуса 1
(рис. 103) крепится пять стальных кованых блоков 2, в которых
смонтированы всасывающие 3 и нагнетательные 4 клапаны насо-
са, а также уплотнительные устройства плунжеров 5. Наружный
комплект манжет 6 рабочий. Комплект манжет 7 герметизирует
Рис. 102. Вия на радиально-
плунжерный «асос с регулиру-
емой производительностью со
стороны вала
картер насоса от попадания пере-
качиваемой жидкости, просачи-
вающейся через рабочие манже-
ты 6. Предусмотрен свободный от-
вод утечек рабочей жидкости из
зоны между двумя рядами уплот-
нений. Оба пакета манжет под-
жимаются пружинами 8, что ав-
томатически обеспечивает посто-
янство силы, необходимой для ка-
чественного уплотнения плунже-
ра манжетами в периоды всасы-
вания.
Каждый плунжер движется
в направляющих втулках 9 и 10,
смонтированных в цилиндриче-
ском стакане 11, посаженном в от-
верстие корпуса 1. Движение от
обоймы 12 передается плунжеру
через два качающихся сектора 13.
Эти секторы установлены и за-
фиксированы штифтами на кон-
цах плунжерного пальца 14, смон-
тированного на игольчатых под-
шипниках непосредственно в теле
•плунжера 5, между двумя на-
правляющими втулками 9 и 10.
Такой способ сопряжения плун-
жеров с эксцентриковой втулкой позволил избавиться от свойст-
венного водяным насосам высокого давления отдельного гро-
моздкого ползуна, в котором закрепляется плунжер. По сравне-
нию с известными конструкциями масляных насосов такая кон-
струкция дает возможность воспринимать поперечную состав-
ляющую усилия по плунжеру не консольно, а между двумя опе-
рами, т. е. улучшить условия работы направляющих плунжера.
Возврат плунжеров происходит под действием давления подпи-
точного центробежного насоса. Пружины 15 препятствуют изме-
нению положения центра качаний секторов 13 при действии слу-
чайных сил.
При вращении вала 16 обойма 12 удерживается от проворота
на 'подшипниках 18 с помощью крестовой муфты 19. Скорость
вращения эксцентрикового вала 500 об/мин.
150
Рис. 103. Конструкция радиально-плунжерного насоса с регулируемой произ-
водительностью
151
Регулирование производительности происходит за счет изме-
нения суммарного эксцентрицитета, достигаемого поворотом экс-
центриковой втулки 17 на эксцентриковой шейке вала 16. Меха-
низм для поворота на требуемый угол эксцентриковой втулки
приводного вала на ходу насоса состоит из штока 25, перемеща-
емого вдоль направляющей втулки 26, запрессованной в отвер-
Рис. 104. Опытный образец радиально-плунжерного насоса с
регулируемой производительностью конструкции ЭНИКМАШа
(Q = 04-750 л/мин; р = 320 кгс/см2}
стие приводного вала; Т-образной детали 20, жестко скрепленной
призонными болтами 24 со штоком 25; роликов 21, установлен-
ных на концах Т-образной детали и сопрягающихся со спираль-
ными канавками, выполненными в эксцентриковой втулке 17.
При перемещении штока 25 на заданную длину вдоль оси вала
этот механизм вызывает поворот эксцентриковой втулки 17 на
соответствующий угол относительно вала.
Осевые усилия в момент регулирования производительности
воспринимаются упорными подшипниками 22 и 23. Втулка 17
смонтирована на шейке вала 16 на игольчатых подшипниках, что
значительно уменьшает усилие, потребное для поворота эксцент-
риковой втулки под нагрузкой.
Необходимое для поворота втулки 17 осевое усилие развива-
ется поршнем 27, являющимся выходным звеном гидроусилителя
(полностью на рис. 103 не показан). Перемещение входного зве-
152
на гидроусилителя при регулировании производительности насо-
са производится либо вручную (по шкале производительности)»
либо с помощью шагового электродвигателя, рейки и шестерни.
Сочленение поступательно перемещающегося поршня 27 гид-
роусилителя с вращающимся штоком 25 произведено через опор-
ные подшипники 28. Вал насоса вращается на подшипниках 29>
посаженных в крышки 30 корпуса насоса.
Смазка для всех подшипников подводится через осевое отвер-
стие вала от специальной маслосистемы, одновременно использу-
емой для привода гидроусилителя.
Статическая балансировка масс, поворачиваемых относитель-
но эксцентриковой шейки вала, производится с помощью балан-
сиров 31. Окончательная статическая балансировка вращающих-
ся масс относительно оси вала насоса осуществляется баланси-
рами 32. Данный насос может быть использован как для индиви-
дуального, так и для аккумуляторного привода гидравлических
прессов, а также для подпитки котлов высокого давления и в
других случаях.
Опытный образец этого насоса (в октябре 1964 г.) прошел
предварительные испытания на стенде в ЭНИКМАШе. Работа
насоса на различных режимах и последующий осмотр его дета-
лей позволили сделать вывод, что данная конструкция насоса
вполне работоспособна.
Глава II
НОВЫЕ УСТРОЙСТВА ДЛЯ УПРАВЛЕНИЯ И КОНТРОЛЯ
12. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ КОМАНДОАППАРАТЫ ДЛЯ АВТОМАТИЧЕСКОГО
УПРАВЛЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИМИ ПРЕССОВЫМИ УСТАНОВКАМИ
г-[ АДЕЖНОСТЬ любой схемы автоматики при прочих рав-
1 1 ных условиях тем выше, чем она проще, чем меньшее коли-
чество гидравлических и электрических аппаратов участвует в ав-
томатическом цикле ее работы. Ниже приведены некоторые
новые способы автоматизации работы гидравлических исполни-
тельных механизмов и для сравнения даны существующие схемы
автоматики.
Известные в настоящее время схемы автоматической работы
гидравлических исполнительных механизмов в большинстве слу-
чаев основаны на применении золотниковых и клапанных распре-
делителей, переключаемых с помощью электромагнитов. При
этом команды на переключение электромагнитов поступают от
электрических аппаратов— конечных выключателей, реле давле-
ния, реле времени, реле счета импульсов и др. Построение схем
автоматики в подобных случаях неизбежно приводит к проекти-
рованию двух систем — гидравлической и электрической, каждая
из которых включает множество разнообразных аппаратов. Не-
обходимая последовательность работы механизмов в таких схе-
мах может быть достигнута за счет различных комбинаций из
командных сигналов различной природы (путь, время, скорость,
давление), причем каждой выбранной комбинации командных
сигналов может соответствовать большое число номенклатурных
комбинаций примененных гидравлических и электрических аппа-
ратов, а также большое число способов объединения их в авто-
матически действующую схему.
При таких условиях выбор оптимального варианта требует
очень высокой квалификации проектанта и очень больших затрат
времени на анализ возможных схем. Нерациональное загромож-
дение схем автоматики электрическими и гидравлическими аппа-
ратами, действующими последовательно, является главной при-
154
чиной уменьшения их надежности. В таких случаях отказ любого
из аппаратов приводит к нарушению автоматического цикла»
т. е. практически к остановке машины.
На рис. 105 приведена гидравлическая схема пресса-автомата
усилием 800 тс для прессования медно-графитовых электродов.
Механизмы пресса имеют сравнительно небольшое число движе-
ний (прессование, подпрессовка, выталкивание, съем изделия»
Рис. 105. Гидравлическая схема управления прессом-автоматом для прессова-
ния медно-графитовых электродов
подъем механизма загрузки и возврат механизмов в исходное
положение). Тем не менее автоматизация указанных движений
механизмов с помощью гидравлической схемы из отдельных ап-
паратов и электрической релейной схемы потребовала введения
восемнадцати гидравлических аппаратов, шести электромагни-
тов, семи конечных выключателей, четырех реле времени, одного
реле давления и ряда промежуточных реле и контакторов.
Пресс для пакетирования металлического лома, гидравличе-
ская схема которого приведена на рис. 76, тоже относительно
155
прост — он включает в себя всего пять механизмов (четыре сту-
пени прессования и механизм затвора). Однако схема его авто-
матизации содержит пять реверсивных золотников высокого дав-
ления, пять вспомогательных реверсивных золотников, пятнад-
цать электромагнитов, десять конечных выключателей, два реле
давления, одно реле времени, электрический командоаппарат, а
также вспомогательные промежуточные реле и контакторы элект-
рической схемы.
Оба рассмотренных примера наглядно показывают, что срав-
нительно простая задача автоматизации работы небольшого чис-
Рис. 106. Многопозиционный гидравлический
золотником
распределитель с поворотным
ла механизмов, входящих в состав этих установок, в обоих случа-
ях имеет достаточно сложное (по количеству аппаратов)
решение, что значительно снижает надежность работы таких сис-
тем управления.
В ряде прессовых установок, спроектированных и изготовлен-
ных новосибирским заводом им. А. И. Ефремова, за последние
годы нашел применение многопозиционный распределитель с по-
воротным золотником (рис. 106). В стальной корпус 2 распреде-
лителя запрессовывается чугунная гильза 3; на ее наружной по-
верхности имеется определенное число кольцевых проточек, соот-
ветствующее количеству незамкнутых кольцевых канавок на
156
поверхности поворотного золотника 4, которое определяется
числом управляемых от данного распределителя полостей гидра-
влических цилиндров. При каждом фиксированном положении
поворотного золотника 4 соответствующие полости цилиндров
через его кольцевые незамкнутые (канавки и отверстия в гильзе 3
сообщаются осевым отверстием с нагнетательной магистралью
насоса, а через вертикальные лабиринтные канавки на поверхно-
сти золотника — со сливной магистралью.
Перевод поворотного золотника в очередную по циклу пози-
цию производится с помощью храпового устройства 5, на которое
воздействует поршень 6 цилиндра управления 7, шарнирно за-
крепленного в кронштейне /. Поршневая полость цилиндра 7
управляется специальным реверсивным золотником, электромаг-
нит которого получает команду на срабатывание от соответству-
ющих электрических аппаратов. Число позиций поворотного рас-
пределителя определяется количеством операций автоматическо-
го цикла.
Применение данного распределителя позволяет существенно
сократить количество гидравлических и электрических аппара-
тов, участвующих в цикле. При этом не исключается возможность
работы в режиме ручного управления, для чего предусмотрены
рукоятка 8 и отдельная кнопка для сброса давления на подводе
к поворотному золотнику в момент переключения. При сброшен-
ном давлении для поворота золотника не требуется силы. Данное
распределительное устройство рационально использовать при
давлениях, не превышающих 60 кгс/см2, так как при больших
значениях начинают заметно сказываться внутренние утечки.
Ниже рассмотрены некоторые условия, позволившие предло-
жить весьма универсальный и одновременно простой способ ав-
томатизации гидравлических прессовых установок, не требующий
электрической схемы. Как правило, гидравлические исполни-
тельные механизмы (гидравлические цилиндры), применяемые
в конструкциях различных машин, предназначены для выполне-
ния возвратно-поступательных движений заданной величины.
При этом конец движения поршня (плунжера) обычно ограничи-
вается либо крышкой цилиндра, либо иным настраиваемым упо-
ром (операции перемещения и выталкивания изделия, перемеще-
ния детали или узла машины в новое положение). В случае
использования гидравлических цилиндров для зажима или де-
формирования изделия роль упора выполняет зажимаемое пли
деформируемое изделие, а иногда инструмент (штамп), в кото-
ром оно деформируется.
Во всех случаях применения гидравлических цилиндров окон-
чание хода поршня (плунжера) в ту или иную сторону сопровож-
дается повышением давления в соответствующем гидравлическом
цилиндре и, разумеется, на нагнетательном патрубке распреде-
лительного устройства, управляющего движениями цилиндров.
157
При необходимости выполнения группой гидравлических цилинд-
ров заданной последовательности движений возможно использо-
вать в качестве команды для совершения последующего движе-
ния повышение давления при окончании очередного движения
соответствующего цилиндра. В связи с тем, что нетрудно обеспе-
чить условия, при которых давление в нагнетательной магистра-
ли -насоса будет мало отличаться от давления в очередном рабо-
тающем цилиндре, контроль давлений в любом из работающих
цилиндров можно свести к контролю давления в нагнетательной
магистрали насоса.
Учитывая, что окончание очередной операции сопровождается
повышением давления, а начало следующей операции происхо-
дит при меньшем давлении, можно использовать это условие для
осуществления переключений гидравлического распределитель-
ного устройства без помощи электрических командных и испол-
нительных устройств. Исключение электрической части системы
автоматического управления работой группы гидравлических
цилиндров без усложнения гидравлической схемы автоматики
позволит (в ряде случаев очень существенно) увеличить надеж-
ность работы установки и упростить ее эксплуатацию и обслужи-
вание.
На рис. 107 приведена принципиальная схема гидравлического
командоаппарата для автоматического управления работой груп-
пы гидравлических цилиндров в желаемой последовательности»
основанная на использовании отмеченных выше положений. Ра-
бочие цилиндры 4 могут в желаемых комбинациях сообщаться
с нагнетательной магистралью насоса 8 и со сливной магист-
ралью с помощью командоаппарата 7, имеющего золотники»
перемещаемые от кулачкового валика 11. Кулачковый валик по-
лучает вращение через храповой механизм от цилиндра управле-
ния 5 командоаппарата, причем перевод кулачкового валика
в следующую позицию становится возможным при достижении
очередным работающим цилиндром (или их группой) своего
крайнего положения, сопровождаемого повышением давления в
системе.
При давлении, соответствующем настройке напорного золот-
ника 12, происходит переключение золотника 14. Нагнетательная
магистраль насоса сообщается с полостью А цилиндра управле-
ния командоаппарата; при этом происходит перевод кулачко-
вого валика в следующую позицию. В крайнем правом положе-
нии поршня 6 жестко связанная с ним рамка 3 перемещает
золотники 14 и 15, в результате чего полость А цилиндра 5 сооб-
щается со сливной магистралью и под давлением жидкости в по-
лости Б поршень 6 возвращается в исходное крайнее левое поло-
жение для очередного поворота храпового механизма. Рамка 3
при этом возвращает золотник 15 в исходное положение, при ко-
тором слив жидкости из полости А прекращается и цилиндр уп-
158
равнения 5 подготовляется к новому переключению командоаппа-
рата.
В рассматриваемой схеме золотник 14 обеспечивает достиже-
ние крайнего правого положения поршнем 6 даже в том случае,
когда во время переключения командоаппарата происходит под-
соединение к нагнетательной магистрали насоса новой полости.
Это вызывает падение давления в системе до величины, меньшей,
чем заданная’ напорны золотником 12. Крайние положения зо-
лотников 14 и 15 фиксируются шариками /. Пружины 2, работая
Рис. 107. Принципиальная схема гидравлического командоаппарата для авто-
матического управления работой группы исполнительных гидроустройств в же-
лаемой последовательности
совместно с фиксаторами 1, обеспечивают четкость переключения
золотников 15 и 14. Влияние утечек устраняется постоянным со-
общением соответствующих полостей со сливной магистралью
через дроссельные шайбы 13.
Напорный золотник 12 настраивается на давление, несколько
меньшее предельного, определяемого настройкой предохрани-
тельного клапана 10. Размеры поршней (плунжеров) рабочих
цилиндров выбираются обычно с запас.ом, обеспечивающим их
перемещение при давлениях более низких, чем давление настрой-
ки напорного золотника 12.
Предлагаемая схема автоматической работы группы гидрав-
лических цилиндров не исключает возможности объемного регу-
159
лирования скоростей исполнительных органов. Такое регулирова-
ние возможно при условии, если каждой позиции кулачкового
валика командоаппарата будет соответствовать определенная
производительность регулируемого насоса 8. При близком рас-
положении командоаппарата и насоса воздействие кулачкового
валика командоаппарата на механизм изменения производитель-
ности 9 может происходить, например, через цепь механических
элементов, т. е. через кулачок — рейку—шестерню. При' отда-
ленном размещении насоса связь между кулачковым валиком
командоаппарата и валиком механизма изменения производи-
тельности насоса может осуществляться с помощью силовых
сельсинов или другими способами. На рис. 107 штоковые полости
цилиндров условно показаны постоянно сообщающимися с наг-
нетательной магистралью. В общем случае каждая из них может
управляться от соответствующего золотника командоаппарата.
Последовательность работы цилиндров определяется профилем
кулачков.
На рис. 108 приведена гидравлическая схема автоматического
управления прессом усилием 1000 тс, предназначенным для по-
лучения брикетов нафталина. При составлении этой схемы ис-
пользованы рассмотренные выше принципы. Управление работой
цилиндров всех механизмов, участвующих в цикле, происходит
от золотникового командоаппарата 3 с перемещением золотников
от кулачкового валика как при автоматической работе пресса,
так и при ручной работе в наладочные периоды. Кроме того,
каждый из шести золотников командоаппарата имеет самостоя-
тельную рукоятку; это дает возможность повторять любое число
раз любую операцию цикла. Все золотники командоаппарата со-
вершенно одинаковы как по конструкции, так и по размерам.
Способ перемещения всех золотников один и тот же. Идентичны
по своему характеру и командные сигналы на перевод командо-
аппарата в очередную позицию.
В системе управления применен гидромеханический храповой
механизм, срабатывающий после окончания каждой операции
цикла за счет повышения давления в нагнетательной магистрали
насоса. Единственным, причем непринципиальным отличием
этого механизма от механизма, приведенного на рис. 107, явля-
ется то, что возврат поршня цилиндра управления командо-
аппарата осуществляется подачей жидкости низкого давления от
шестеренного насоса, предусмотренного конструкцией -главного
насоса 10. Кулачки командоаппарата профилируются согласно
приведенной на рис. 108 циклограмме работы его золотников.
Кулачковый вал имеет шесть позиций.
Автоматический Цикл работы пресса происходит следующим
образом. В позиции «прижим» происходит подача жидкости о+
радиально-поршневого’ насбсИ' 10 б цилиндры прижима через зо-
лотник VT командоаппарата 3 “и от эксцентрикового йасосйпР
6 Заказ 1299
DLUOdogOU ЫСПНРУЭН
сом для выделения нафталина из каменноугольных
смол (первоначальный вариант)
в главный цилиндр пресса. При достижении в цилиндрах прижи-
ма давления, соответствующего настройке напорного золотни-
ка 5, происходит перевод кулачкового валика командоаппарата
в позицию «прессование». Цилиндры прижима в этой позиции
остаются сообщенными с магистралью насоса 10, но одновре-
менно через золотник I командоаппарата и обратный клапан 7
нагнетательная магистраль радиально-поршневого насоса сооб-
щается с полостью главного цилиндра. В это время происходит
прессование нафталина. При достижении давления 180—
190 кгс/см2, на которое настраивается напорный золотник 5, про-
исходит перевод кулачкового валика командоаппарата в пози-
цию «выталкивание». Насос 9 продолжает поднимать в главном
цилиндре давление сверх 200 кгс/см2, а насос 10 через золот-
ник II командоаппарата и напорный золотник 18 с обратным
клапаном 19 подает жидкость в цилиндр выталкивателя 20; при
этом происходит выталкивание ранее спрессованного брикета
нафталина.
При перемещении выталкивателя до упора происходит, ана-
логично ранее описанному, перевод кулачкового валика в пози-
цию «сталкивание». В этой позиции с магистралью высокого
давления через золотник III командоаппарата сообщаются ци-
линдр сталкивателя 2 и штоковая полость цилиндра механизма
поворота стола пресса. Однако до тех пор, пока насос 9 не под-
нимет в главном цилиндре давление до 280 кгс/см2, насос 10 рабо-
тает на слив через специальный золотник 14. При достижении в
главном цилиндре указанного давления начинает работать кла-
пан 8. При этом дроссельная шайба на сливной магистрали от
клапана 8 создает подпор 5—б кгс/см2, который используется
для управления золотником 14. Конструкция золотника 14 пре-
дусматривает возможность дроссельного регулирования времени
его переключения, а следовательно, и времени выдержки брикета
нафталина под полным давлением.
После переключения золотника 14 происходит сталкивание
ранее спрессованного брикета и возврат цилиндра поворота сто-
ла в крайнее левое положение. По окончании этих операций ку-
лачковый валик поворачивается в позицию «возврат». В этой по-
зиции происходят обратные движения главного плунжера, вы-
талкивателя и сталкивателя посредством подачи жидкости от
насоса 10 через золотник V командоаппарата в соответствующие
полости цилиндров. Жидкость из главного цилиндра и от насо-
са 9 поступает в сливную магистраль через наполнительно-
сливной клапан.
После возврата указанных механизмов в исходное положение
кулачковый валик командоаппарата переводится в позицию «по-
ворот». Жидкость от насоса 10 поступает через золотник VI
командоаппарата в цилиндр поворота стола, цилиндр фиксатора
и через напорный золотник 12, настроенный на 90 кгс/см2, в дем-
162
пфирующий цилиндр 15. Назначение цилиндра 15 — предотвра-
тить в начальный период поворота стола чрезмерное повышение
давления, способное вызвать преждевременное срабатывание
командоаппарата. Поворот стола осуществляется на 120°, точная
остановка стола обеспечивается фиксатором 17. Золотник 16 бло-
кирует главный цилиндр пресса, если по какой-либо причине стол
пресса не пришел в фиксированное положение. При достижении
цилиндром поворота стола своего крайнего положения давление
возрастает и происходит перевод кулачкового валика командо-
аппарата в позицию «прижим», т. е. начинается новый цикл ра-
боты пресса.
При ручном управлении можно предварительно разгрузить
систему от давления с помощью золотника 6. Цилиндр управле-
ния при наладочных работах блокируется золотником 4. Для
очистки масла на сливной магистрали предохранительного кла-
пана 13 поставлен фильтр 11. Если гидравлические исполнитель-
ные устройства работают на давлении, не превышающем
60 кгс/см2, то вместо рассмотренного командоаппарата с множе-
ством поступательно перемещаемых золотников целесообразно
использовать распределительное устройство с поворотным золот-
ником (см. рис. 106). При этом рассмотренный принцип автома-
тизации работы исполнительных устройств полностью применим.
Приведенные в качестве примеров схемы прессов для изготов-
ления медно-графитовых электродов (рис. 105) и брикетирования
нафталина (рис. 108), идентичные не только по числу участвую-
щих в автоматическом цикле исполнительных механизмов, но и
по конструктивному их исполнению, целесообразно сравнить
между собой. В автоматическом цикле работы пресса для брике-
тирования нафталина участвует восемнадцать гидравлических
элементов схемы. При этом принимается, что командоаппарат 3
состоит из девяти отдельных элементов. Столько же гидравличе-
ских аппаратов оказалось и в схеме автоматики пресса для полу-
чения медно-графитовых электродов. Однако электрическая часть
системы автоматики в первом случае полностью исключена, во
втором случае она, как ранее уже отмечалось, довольно сложна
и содержит большое число разнообразных аппаратов. Естествен-
но, что надежность системы автоматики, разработанной на осно-
ве рассмотренного принципа, существенно возрастает при одно-
временном увеличении гибкости управления на наладочных ре-
жимах. Схема, приведенная на рис. 108, представляет первона-
чальный вариант, разработанный на стадии проектирования прес-
са. В конце 1964 г. закончился ввод в эксплуатацию первой пар-
тии этих прессов на Карагандинском металлургическом заводе.
Отладка и опробование предложенной схемы управления
прессом в промышленных условиях позволили дополнительно
упростить ее, не уменьшая заложенных в ней возможностей.
В своем окончательном виде гидравлическая схема управления
163
6»
£
прессом представлена на рис. 109. Проведен-
ные изменения наглядно видны из сравнения
первоначального и окончательного вариантов.
Характерно, что в общем случае, т. е.
в применении к иным прессам, автоматизация
работы исполнительных гидроустройств может
быть произведена с помощью только четырех
аппаратов /2, /4, /5 и 16 (рис. 109). Введение
в схему управления остальных элементов зави-
сит от специфических требований, предъявляе-
мых в каждом конкретном случае.
На рис. 110 приведена принципиальная схе-
ма, иллюстрирующая возможный способ ис-
пользования стальной перфорированной ленты
(вместо кулачкового вала) для программиро-
вания работы золотников командоаппарата.
В этом случае -при изменении программы рабо-
ты гидравлических цилиндров нет необходимо-
сти изготовлять новые кулачки, а достаточно
лишь изменить перфорацию в ленте. В качест-
ве командного импульса на переключение
командоаппарата предлагается использовать
не повышение давления в нагнетательной ма-
гистрали насоса, а прекращение потока рабо-
чей жидкости на входе командоаппарата при
достижении очередным работающим гидрав-
лическим механизмом заданного положения.
В связи с этим данная схема, в отличие от ра-
нее рассмотренной (см. рис. 107), позволяет
осуществить не только объемное, но и дрос-
сельное регулирование скоростей исполнитель-
ных механизмов. Полости 1а, 16, Па, Пб.„, Na,
N6 рабочих цилиндров (рис. ПО) могут в со-
ответствующих комбинациях соединяться с на-
гнетательной магистралью главного насоса с
помощью командоаппарата 2, содержащего в
общем случае трехпозиционные золотники /,
//,..., JV, перемещаемые в крайние положения
давлением жидкости от насоса системы управ-
ления и возвращающиеся в нейтральное поло-
жение с помощью пружин 3.
Сообщение торцовых полостей золотников
командоаппарата с напорной магистралью на-
соса управления или со сливной магистралью
происходит через соответствующие отверстия
коллектора 5 и отверстия, предварительно вы-
полненные в непрерывной перфорированной
165
ленте 18. Уплотнение плоскости перемещения ленты осуществ-
ляется с помощью упругих прокладок 4. Лента перемещается
звездочкой 9, вращаемой храповым устройством 17 от гидравли-
ческого цилиндра 16. Натяжение ленты достигается за счет схе-
матично изображенного устройства 8. Перевод перфорирован-
ной ленты в следующую позицию становится возможным при
достижении очередным работающим цилиндром или их группой
(при параллельной работе) заданного положения, что сопровож-
дается прекращением потока рабочей жидкости на входе коман-
Рис. ПО. Принципиальная схема универсального гидравлического
командоаппарата с программированием работы исполнительных
гидроустройств на перфорированной ленте
доаппарата (имеется в виду работа исполнительных механизмов
либо до упора, либо до гидравлического конечного выключателя^
перекрывающего в заданном положении исполнительного меха-
низма доступ жидкости в его рабочую полость).
Клапан 12 после прекращения потока возвращается пружи-
ной в нижнее положение, сообщая с магистралью управления по-
лость Л цилиндра 16. При крайнем правом положении поршня /5„
когда лента займет фиксированное положение, происходит со-
единение с нагнетательной магистралью главного насоса через,
соответствующие золотники командоаппарата очередных рабо-
тающих исполнительных механизмов. Это вызывает возобновле-
ние движения потока рабочей жидкости через клапан /2, который
166
опять перемещается в верхнее положение. Скорость переключе-
ния клапана 12 вверх регулируется дросселем 14. Находясь
в верхнем положении, клапан 12 сообщает полость А цилиндра
управления со сливной магистралью. Под действием давления
жидкости в полости Б, постоянно сообщенной с напорной маги-
стралью насоса управления, поршень 15 возвращается в исход-
ное крайнее- левое положение, т. е. в положение готовности со-
вершить очередной поворот храпового механизма.
Фиксатор 11, действуя совместно с аккумулятором /3, обеспе-
чивает четкость переключения храпового механизма. Регулиро-
вание времени выдержки исполнительных механизмов в заданном
положении по окончании той или иной операции (иными слова-
ми, задержка переключения храпового механизма) достигается
наличием на перфорированной ленте специальной дорожки от-
верстий в, которые при каждом фиксированном положении лен-
ты лимитируют поток жидкости в магистрали питания аккумуля-
тора 13.
Гидравлическое сопротивление центрального отверстия в кла-
пане 12 должно быть больше сопротивления любого из
дросселей, поставленных на магистралях питания рабочих поло-
стей исполнительных механизмов L Выполнение этого требова-
ния необходимо, так как в противном случае возможны ложные
срабатывания клапана /Z
В момент перемещения ленты из одного фиксированного по-
ложения в другое могут возникать ложные коммутации торцовых
полостей золотников командоаппарата с подводами коллекто-
ра 5, однако при достаточной скорости перемещения ленты это
явление не имеет значения. Схема командоаппарата допускает
и объемное регулирование скоростей исполнительных механиз-
мов через кинематическую цепь элементов 10 или через дистан-
ционную передачу. При этом каждому фиксированному положе-
нию ленты соответствует определенная производительность
главного насоса. Показанные на схеме предохранительные кла-
паны 6 и 7 предусмотрены для настройки давления соответствен-
но в магистралях низкого давления (от насоса управления) и
высокого давления (от главного насоса).
Данный командоаппарат может найти применение для авто-
матизации гидропрессовых установок, а также других машин и
устройств, оборудованных гидравлическими исполнительными
механизмами.
Дальнейшее развитие и усовершенствование рассмотренных
средств автоматизации работы гидравлических исполнительных
устройств позволит не только существенно упростить существую-
щие схемы, но и перейти к систематизированному составлению
1 Эти дроссели иногда приходится устанавливать для того, чтобы умень-
шить скорость движения механизма.
167
схем на базе небольшого числа типовых функциональных элемен-
тов и узлов, надежность которых может быть предварительно
выявлена экспериментальным путем. Таким образом, появится
возможность относительно достоверной оценки коэффициента
надежности применяемых схем автоматизации.
Необходимо заметить, что было бы совершенно •неоправдан-
но при решении задачи автоматизации работы гидропрессовых
установок полностью отказаться от использования методов и
средств электроавтоматики. В ряде случаев, когда автоматиче-
ский цикл работы отдельных механизмов особенно сложен, оче-
видно, целесообразно сочетать средства гидро- и электроавтома-
тики, в особенности если иметь в виду использование логических
элементов, т. е. новейших средств бесконтактной автоматики.
Следовательно, одной из основных задач дальнейшей работы
по усовершенствованию систем автоматического управления гид-
равлическими прессовыми установками является технически
обоснованное определение границ рационального использования
различных средств автоматизации. При этом основным критери-
ем применимости тех или иных средств для каждого конкретного
случая должна стать обеспечиваемая ими надежность системы
автоматического управления.
13. АППАРАТУРА ДЛЯ ЗАЩИТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРЕССОВ ОТ ПЕРЕГРУЗОК
И ДЛЯ КОНТРОЛЯ ПЕРЕКОСОВ И НАПРЯЖЕНИЙ В БАЗОВЫХ ДЕТАЛЯХ
Современные мощные гидравлические штамповочные п-рессы
работают в условиях внецентренного нагружения с перемещаю-
щимся в плоскости прессования центром сил сопротивления де-
формируемого изделия. Такой вид нагружения пресса включает
две составляющие: центральную растягивающую силу и изгиба-
ющий момент нагрузки. Если центральная растягивающая сила
ограничена по величине и равна в пределе номинальному расчет-
ному усилию пресса, то величина изгибающего момента нагрузки
может превзойти в процессе работы свое расчетное значение и
вызвать поломку пресса. Дело в том, что при расчете на проч-
ность мощных штамповочных прессов с целью ограничения веса
этих уникальных машин расчетную величину эксцентрицитета
принимают обычно в несколько раз меньше предельного значе-
ния, определяемого габаритными размерами штампов.
Допустимую величину эксцентрицитета можно значительно
увеличить и тем самым расширить технологические возможности
пресса, если применить систему противодействия перекосу тра-
версы, которая создает изгибающий момент разгрузки. Установ-
ка указанной системы не исключает, однако, поломки пресса»
которая может произойти из-за неполадок в такой системе. По-
этому пресс должен быть надежно защищен от поломки предо-
хранительным устройством.
168
В общем случае (когда момент .разгрузки не равен нулю) с
траверсы на колонны (раму) пресса передается результирующий
момент, равный разности моментов нагрузки и разгрузки. Пере-
грузка пресса наступает тогда, когда приложенный к траверсе
результирующий момент превышает допустимое значение. Уст-
ройство защиты .пресса от поломки должно сработать быстро,
надежно и независимо от причин перегрузки (нарастания момен-
та нагрузки или снижения момента разгрузки из-за неполадок
в системе противодействия перекосу траверсы).
Ниже рассмотрены принципиальные схемы и конструктивное
устройство новых приборов [16], [17] для защиты от поломки мощ-
ных гидравлических штамповочных прессов путем контроля
перекоса траверсы и нагружения колонн. В случае перегрузки
Рис. 111. Изображение перекоса плоскости траверсы
пресса подается электрическая команда на прекращение притока
жидкости в главные цилиндры. Конструкция приборов выполне-
на применительно к малогабаритному гидравлическому штампо-
вочному прессу усилием 30 000 тс (см. раздел 1). Прибор конт-
роля перекоса траверсы находится в эксплуатации с 1961 г. на
прессе (см. рис. 9) усилием 2000 тс.
Установим зависимости между контролируемыми величинами.
Представим плоскость траверсы пресса прямоугольником abed
(рис. 111), закрепив точку О пересечения ее диагоналей на оси z
движения траверсы. Положение твердого тела, имеющего непо-
движную точку, определяется тремя углами Эйлера. В данном
случае можно считать, что подвижная траверса имеет лишь две
степени свободы и ее перекос может быть задан лишь двумя уг-
лами Эйлера: углом прецессии гр, характеризующим направле-
ние перекоса, и углом нутации р, определяющим величину пере-
коса.
Для графического изображения перекоса траверсы примем
систему полярных координат на плоскости abed с полюсом в
169
точке О и полярной осью у. Обозначим перекос траверсы радиу-
сом — вектором р, модуль которого равен р, а полярный угол —
углу прецессии ip. Следовательно, этот вектор совпадает по на-
правлению с осью вращения траверсы и равен по величине углу
ее поворота вокруг этой оси. Перекос траверсы можно предста-
вить как повороту ее вокруг осей х, у и обозначить соответственно
векторамиМ и N 9 модули которых тип определяют углы пово-
рота траверсы вокруг этих осей._Ввиду малости угла р (не пре-
вышающего 1°) вектор перекоса р в соответствии с правилом
сложения вращений относительно двух пересекающихся осей мо-
жет быть представлен в виде
p = M + N.
Учитывая взаимную перпендикулярность векторов М и N.
получаем _______
р = У т2 + п2, (1)
<p=arctg—. (2)
п
Следовательно, если измерены углы перекоса траверсы в двух
фиксированных и взаимно перпендикулярных направлениях, на-
пример в направлениях сторон ab и Ьс, то истинная величина уг-
ла перекоса р и его направление ф находятся по формулам (1)
и (2).
При измерении перекоса траверсы в качестве датчиков ис-
пользуются сельсины, кинематически связанные с движением
контролируемых точек траверсы. Прогиб траверсы в этих точках
при центральной нагрузке должен быть одинаков. Число контро-
лируемых точек может быть взято равным трем или четырем.
В случае трех контролируемых точек выражения (1) и (2) мож-
но переписать в виде ________________________
Р = "J" тЛ (z0 — Z»)2 + & — ZcY » (3)
ab у \bc I
d> = arctg (Za~-b^--c., (4)
‘ 6 ab(zb — 2c) V '
а в случае четырех контролируемых точек — соответственно
Р = (5)
<|> = arctg-^=^-, (6)
ас (гь — zd)
где z с индексом контролируемой точки обозначает величину пе-
ремещения этой точки в направлении оси z;
ab, be, ас, bd — длины контролируемых прямых.
170
В общем случае ab=£bc и ac^bd, но abLbc и acLbd. Угол
перекоса траверсы удобнее выражать не в радианах, а в милли-
метрах на метр, для чего в формулы (3) и (5) величины переме-
щений контролируемых точек нужно подставить в миллиметрах,
а длины контролируемых прямых — в метрах.
Для осуществления визуального контроля за вектором пере-
коса р воспользуемся уравнениями (3) и (4). Решение этих
уравнений производим с помощью сельсинов и электронно-луче-
вой трубки Т (рис. 112). Электронно-лучевая трубка управляется
от сельсинной схемы через фазочувствительные выпрямители ФВ\
и ФВ2. Углы перекоса траверсы в направлении контролируемых
прямых измеряются в виде углов рассогласования соответствую-
щей пары сельсинов. Сельсины Са, Сь измеряют угол перекоса
Рис. 112. Упрощенная электрическая схема контроля перекоса
траверсы
траверсы в направлении контролируемой прямой ab, сельсины
Сь, Сс — в направлении контролируемой прямой Ьс. Выходные
напряжения сельсинной схемы Ui, U2 выражаются синусоидаль-
ными функциями углов рассогласования. В пределах углов рас
согласования от +30 до —30° с погрешностью 5% синусоидаль-
ную зависимость можно заменить линейной. Тогда можно запи-
сать
где Um — максимальное значение выходного напряжения;
г—радиус шестерни на валу сельсина (шестерня рабо-
тает в паре с рейкой).
Неравенство отрезков контролируемых прямых ab и Ьс, а так-
же чувствительности горизонтальных и вертикальных пар откло-
няющих пластин электронно-лучевой трубки компенсируется
выбором масштаба в цепи передачи сигнала от сельсинов к элек-
тронно-лучевой трубке. В результате на электронно-лучевой
трубке получаем в определенном масштабе изображение
171
(рис. 113) вектора перекоса р, повернутого на угол и совпа-
дающего с направлением вектора эксцентрицитета нагрузки Е.
Располагая прибором, показывающим величину и направле-
ние вектора — перекоса р во время прессования, можно так ус-
тановить штамп относительно центра стола пресса, чтобы «теку-
щие» значения модуля вектора р стали наименьшими.
Жесткость С станины пресса изменяется в функцию хода
траверсы, т. е. С = C(z). Абсолют-
ная величина перекоса р подвижной
траверсы пропорциональна эксцент-
рицитету е, развиваемому прессом
усилию F и обратно пропорциональ-
на жесткости C(z) станины пресса,
т. е.
Рис. 113. Изображение вектора
перекоса траверсы на экране
электронно-лучевой трубки
р=-^.
с (2)
Задав е и F и измеряя р при
различных положениях подвижной
траверсы по высоте, можно подсчи-
тать соответствующие значения
С (z), т. е. непосредственно из экспе-
римента установить значения этой
функции. В таком случае по вели-
чине р перекоса, показываемого прибором, легко установить и
величину действующего в этот момент эксцентрицитета:
e = C(z)f.
(7)
Предохранительный сигнал, защищающий пресс от поломки
при достижении опасных углов перекоса траверсы, выражает
в форме электрического напряжения результат решения уравне-
ния (3) или (5). Это электрическое напряжение действует на вы-
ходной элемент, например на электромагнитное реле. Работа вы-
числительного устройства (17] в том режиме, который нас инте-
ресует применительно к решению уравнения (3) или (5), а именно
в случае определения гипотенузы по двум известным катетам,
происходит следующим образом.
Пусть имеются два сельсина С1 и С2 (рис. 114), выходные
напряжения которых СД и U2 в нулевом положении роторов рав-
няются максимальному значению Um- Подадим напряжения U\
и U2 синфазно и повернем роторы сельсинов на углы аир. Тогда
выходное напряжение схемы ивы.х будет равно
Uetix = Ui + U2 = Um (cos а + cos ₽).
(8)
172
Найдем зависимость Ueblx от величины у, равной У^+Р*.
Для этого подставим в выражение (8) значение р = V ч8—а8
и исследуем полученную функцию.
= urn (cos а + cos Vy8 —а8). (9)
Приравнивая нулю первую производную по аргументу а,
dU RhLX тг / • . «sin Vу2 — а* \ Л
—=Vm\ — sin а Н------_г г .— = О,
da /у’-аз )
находим экстремальные точки:
“1 = 0 И «2=^-
Подставляя значения си и хц в формулу (9), получим функ-
ции
U'U* =<4(1+ COS7) = 2Kmcos8-y , (10)
(a=0) 2
<U = 2tf„cos (И)
гя)
изображенные на рис. 115.
Рис. 114. Электрическая схема счетно-решающего уст-
ройства для определения гипотенузы по известным
катетам
Из рис. 115 следует, что зависимость (9) выходного напряже1
ния от у и а представляет собой графически плоскую область,
заключенную между двумя кривыми. Близость этих кривых под-
173
тверждается также сравнением первых трех членов разложения
в ряд функций (10) и (11):
[/w(l + cosY) = t/m(2-^-+-^.),
\ 4! J
2£/OTcos -J= = U:m(2— — + ——'j.
К2 \ 21 T 2-4! /
Таким образом, можно записать следующие приближенные
формулы:
= Um (cos а + cos ₽) л; Um (14-cos у) = 2t7mcosa 1 = ивых^ (12)
ивых = Um (cos а 4- cos 3)~2i/m cos—= Uetlx„ (13)
Ueux = Um (cos а + cos 3) » Um (cos2
Степень приближения этих формул зависит от пределов изме-
нения угла у и достаточна для многих практических случаев.
4"+со5Л) =^вых*‘ (14)
Рис. 115. График выходной функции счетно-решающего устрой-
ства
На рис. 116 и 117 для углов у = 0-ь70° построены графики по-
грешностей eUntXt, eUeu]", iUntx , eTt, ет,, еъ по уравнениям
8у —
8у = -
6ЫЛЖ
= 2 (COS2 —--COS -yU) ,
2 /2/’
_ ^Увых _ 2 Icos _L_ — cos2 —'),
Um \ /2 2/’
174
Д?!
2
&,, = — Д-[2 = у — arccos (2 cos -у=
\ V 2
На рис. 116 и 117 пунктирными линиями нанесены экспери-
ментальные значения соответствующих погрешностей, получен-
ных для сельсинов БД-404А 1-го класса точности, нагруженных
Рис. 116. График относительной
погрешности вувых
Рис. 117. График относительной
погрешности ет
на выходе схемы вольтметром с внутренним сопротивлением
20 ком. Несколько лучшие результаты экспериментального иссле-
дования погрешности сравнительно с теоретическими данными
объясняются неточностью воспроизведения бесконтактным сель-
сином функции косинуса.
На рис. 118 и 119 показана упрощенная электрическая схема
защиты от перекоса траверсы в случае трех контролируемых
точек [решается уравнение (3)] и в случае четырех контроли-
руемых точек [решается уравнение (5)]. В первом случае обяза-
тельно соблюдение равенства длин контролируемых прямых ab
и Ьс, во втором случае неравенство контролируемых прямых ас
и bd должно быть скомпенсировано выбором передаточных от-
ношений к сельсинам.
Учитывая эти требования, перепишем уравнения (3) и (5),
разделив обе части каждого уравнения на радиус г шестерни
на валу сельсинов:
175
—р =
г ас
lza—zc \2 / Zb—Zd \2
\ rac / \ rbd /
(16)
В уравнении (16):
Гас — радиус шестерни на валу сельсинов Са и Сс;
гы = Гас——радиус шестерни на валу сельсинов Сь и C<j.
ас
Рис. 118. Упрощенная электрическая схема прибора защиты
от перекоса траверсы в случае трех контролируемых точек
Рис. 119. Упрощенная электрическая схема прибора защиты
от перекоса траверсы в случае четырех контролируемых точек
Применяя соотношение (12) для решения уравнений (15)
и (16), получим соответственно
Увых = (cos + cos = 2t/mcos2 £р, (17)
\ Г Г /
(cos + cos = 2Um cos2 р. (18)
\ rac rbd / ^гас
На напряжение ивых подключается реле IP (2Р). При от-
сутствии перекоса траверсы р = 0, ивых = (£/вых)тах и реле
176
включено. В момент достижения опасного угла перекоса роп
напряжение на реле снижается до напряжения отпуска:
= 2f/maxcos2-^-pon ('или Ueblx = 2Um cos*-^-рЛ
™ \ ™ ас !
и якорь реле отпадает. При этом с помощью контактов IP (2Р)
разрывается' цепь питания катушки реле. Повторный взвод за-
щиты (включение реле) после устранения опасного перекоса
траверсы производится вручную нажатием на якорь реле с по-
мощью кнопки, выведенной на пульт. Вольтметр V служит для
визуального контроля измеряемой величины. Грубая настройка
цепи защиты производится выбором требуемого радиуса шестер-
ни на валу сельсинов, точная настройка — регулировкой усилия
Рис. 120. Комплект сельсинов-датчиков прибора для контроля и защиты
от перекоса траверсы
возвратной пружины реле. Важным свойством схемы с точки
зрения ее надежности является автоматическое отключение реле
в случаях обрыва какого-либо провода или исчезновения питаю-
щего напряжения.
В конструктивном отношении аппаратура для контроля и за-
щиты от перекоса траверсы состоит из комплекта сельсинных
датчиков (рис. 120), принимающего устройства (рис. 121)
и блока питания (рис. 122).
На рис. 123 показана установка сельсинов-датчиков на меха-
низме синхронизации гидравлического штамповочного пресса
усилием 2000 тс. Для пресса усилием 30000 тс установка сель-
синов выполнена аналогично. В качестве сельсинов-датчиков
применены сельсины типа БД-501, БД-404, ЭД-101.
Принимающее устройство состоит из двух блоков: блока
контроля перекоса подвижной траверсы (рис. 124) и блока за-
шиты от перекоса подвижной траверсы (рис. 125). В цепи
защиты, выполненной подобно схеме на рис. 119, установлены
два выходных реле, срабатывающих последовательно по мере
возрастания перекоса. Первое реле подает команду на прекра-
177
щение притока жидкости, а второе реле — на сброс жидкости
из главных цилиндров пресса. Принимающее устройство и блок
питания встроены в пульт управления прессом.
Перейдем теперь к описанию аппаратуры для защиты от
поломки гидравлических прессов путем контроля нагружения
колонн, имеющих круг-
лое поперечное сече-
ние. Рассмотрим уча-
сток колонны (рис. 126)
длиной /, являющийся
мерительной базой дат-
чиков механических на-
пряжений у основания
колонны, где имеют
место наибольшие чис-
ловые значения напря-
жений.
Выведем уравне-
ния, связывающие на-
пряжение изгиба ви и
суммарное напряжение
Осум в опасной точке /п,
перемещающейся по
контуру поперечного
сечения колонны при
перемещениях векто-
ра — эксцентрицитета
Е. Контролируются на-
пряжения Оа, Од, Ос В
трех фиксированных
точках: a, fe, с, располо-
женных на контуре по-
перечного сечения друг
за другом через чет-
Рис. 121. Принимающее устройство прибора верть окружности
для контроля и защиты от перекоса тра- (пис 126)
верен
Определим зависи-
мость между соответ-
ствующими деформациями Д/и, Д1сум, с одной стороны, и Д/а, Д/ь,
Д/с — с другой стороны. Заметим, что в результате упругой дефор-
мации колонны сечение 1—I относительно сечения //—II (рис.
126) совершает те же по характеру движения, что и траверса
пресса относительно его стола, а именно (рис. 127): под дейст-
вием растягивающих напряжений сечение I—I переходит в поло-
жение Г — /', а под действием изгибающих напряжений — в поло-
жение Г—I". Значит, при определении Д/и можно воспользовать-
178
Рис. 122. Блок питания прибора для контроля и защиты от перекоса
траверсы
Рис. 123. Установка сельсинов-датчиков на механизме синхоонизации
гидравлического штамповочного пресса усилием 2000 тс
179
Рис. 124. Блок контроля перекоса траверсы
Рис. 125. Блок защиты от перекоса траверсы
180
ся результатом решения предыдущей задачи в виде уравнения
(15), полученного для случая равенства контролируемых прямых
ab и Ьс (рис. 126). Для этого умножим обе части уравнения (15)
Рис. 126. Расположение контролируемых Рис. 127. Характер движения
точек на контуре поперечного сечения ко- контролируемого сечения I—/
лонны колонны относительно условно
неподвижного сечения II—II
колонны
на г, заменим перемещения za, zc деформациями Д/а, Д/&, Д/с
и произведем подстановку
ab = -^= = — У 2,
/2 2 г
где d— диаметр колонны.
Тогда получим
-уР= у=]/ (Д/и-ДМг + (Д/6-Д/г)2.
Но
поэтому
Д/и = У (Д/в-Д/^ + (Д/д-Д/с)*. (19)
Очевидно, что деформация Д/р (рис. 127) под действием рас-
тягивающих напряжений ар запишется в следующем виде:
Д/ —
Суммарная деформация Д/Ср« в опасной точке т может быть
представлена в виде
мсем = д/р + д/и = + + у= У (Д/в-д/^ + (Д/ь-ДО2-
(20)
181
Перейдем в уравнениях (19) и (20) от деформаций к напря-
жениям в соответствующих точках, а именно:
°“="й ^-а»)г + (°*“О2’ (21)
/ К - °о)а + К - О2- (22)
Обобщим уравнения (21) и (22) на тот случай, когда датчи-
ки механических напряжений установлены на окружности диа-
метра D, превышающего диаметр колонны d:
° и = тй (23)
^ум=+^=т-^)а+(^-^)2- (24)
В этом общем случае деформация измеряется на расстоянии
D — d
—— от поверхности колонны, и, следовательно, символы <та,
Об, ас не являются уже по физическому смыслу механическими
напряжениями.
Защиту пресса от поломки следует осуществлять путем кон-
троля и ограничения напряжений изгиба аи, так как защита
пресса по суммарному напряжению осг/л в колонне не гаранти-
рует от случаев превышения результирующим моментом своего
допустимого значения и, следовательно, от поломки базовых
деталей пресса, исключая колонны. Нагрузку колонн полнее
характеризует суммарное напряжение Стсул.
Если в качестве датчиков механических напряжений исполь-
зуются сельсинные тензометры, то электрические схемы цепей
контроля и защиты по изгибающим напряжениям в колонне
принципиально не отличаются от электрических схем цепей
контроля (рис. 112) и защиты (рис. 118) по перекосу траверсы.
На экране электронно-лучевой трубки в данном случае воспро-
изводится построение вектора напряжения изгиба аи подобно
вектору перекоса р (рис. 113), а решаемое уравнение цепи за-
щиты получает вид, подобный уравнению (17):
Vвых = Um [COS К (аа — ab) + COS К (ab — aj] = 2Um COS2 , (25)
где к — передаточное отношение сельсинного тензометра.
Покажем, как решается уравнение (24) при определении
суммарного напряжения исум- В качестве датчиков механических
напряжений по-прежнему используются сельсинные тензометры.
В контролируемой точке Ь (рис. 126) в данном случае установ-
лен сельсинный тензометр с двумя сельсинами съ и с'ь , сидящи-
182
ми на общем валу. Электрическая схема показана на рис. 128.
Сельсины Си и Ср установлены на пульте.
Для решения уравнения (23) воспользуемся формулой (13).
Тогда выходное напряжение ивых (рис. 128) определится урав-
нением
и»ых = Um [COS К (аа — <зь) + COS К — aj] 2Uт COS . (26)
а
Это напряжение подается на вход позиционной следящей
системы, которая состоит из исполнительного двигателя ИД,
усилителя У и сельсина Си в качестве датчика обратной связи.
Рис. 128. Упрощенная
электрическая схема ка-
нала для контроля рас-
тягивающих, изгибающих
и суммарных напряжений
в колонне
В результате на валу сельсина Си отрабатывается угол поворо-
та аи, пропорциональный напряжению изгиба
“ d
Угол поворота аР дифференциального сельсина Ср пропор-
ционален растягивающему напряжению ор:
ар = 2кор.
Теперь нетрудно убедиться (подстановкой полученных зна-
чений аР и ctu), что
+ = (27>
где ас = ар + 2—аи, т. е. суммарное напряжение <jcvm пропор-
d
ционально суммарному углу поворота асум, полученному сложе-
нием угла «р с углом аи в измененном масштабе.
Для пресса усилием 30 000 тс прибор изготовлен в четырех-
канальном исполнении, в соответствии с числом колонн данного
пресса. Электрические схемы второго и четвертого каналов
183
выполнены по рис. 118, первого канала — по рис. 112 и треть-
его— по рис. 128. Структура прибора определилась следующи-
ми условиями:
1) колонны могут быть нагружены результирующим момен-
том неравномерно из-за неравенства зазоров в направляющих
втулках колонн;
2) несмотря на то что суммарное напряжение оС1/л< не может
служить контролируемым параметром при защите пресса от
поломки, оно в то же время является удобным средством для
анализа нагружения пресса;
3) изображение напряжения изгиба колонны в виде вектора
на экране электронно-лучевой трубки позволяет непосредственно
наблюдать процесс нагружения пресса.
Аппаратура для пресса усилием 30000 тс включает в себя
следующие узлы: сельсинные тензометры с одним датчиком
(рис. 129), сельсинный тензометр (1 шт.) с двумя датчиками
(рис. 130), приспособление (хомуты) для установки сельсинных
тензометров на колоннах (рис. 131 и 132), принимающее устрой-
ство (рис. 133), блок питания (рис. 134).
Принимающее устройство и блок питания встраиваются
в пульт управления прессом. Передаточное отношение к сель-
синного тензометра принято равным 0,05 Первая пара
кинематической цепи сельсинного тензометра выполнена в виде
пары: плоский кулачок — шарик упора. Изменяя перемещением
упора расстояние от оси кулачка до точки контакта его с шари-
ком, можно настроиться на различную длину мерительной базы
датчиков, т. е. на расстояние между парой хомутов на колонне,
сохраняя при этом указанную величину к.
Для пресса усилием 30 000 тс длина мерительной базы при-
нята равной 600 мм. При необходимости эта база может быть
принята значительно меньшей. Деформация колонны на длине
базы определяет среднее значение напряжений на этой длине.
Возвратная пружина сельсинного тензометра служит для вы-
борки зазоров в кинематической цепи. Для исключения динами-
ческой ошибки пружину следует выбирать из расчета, чтобы
создаваемое ею угловое ускорение на валу кулачка было боль-
ше ускорения деформации, приведенного к валу кулачка.
Принимающее устройство (рис. 133), как было указанс
выше, состоит из четырех каналов. В первом канале с электрон-
но-лучевой трубкой (рис. 135) установлен счетчик общего числа
срабатываний схемы защиты. Конструкция второго и третьего
каналов показана на рис. 136.
Выходной прибор третьего канала (рис. 137) имеет непо-
движную шкалу и подвижную шкалу, укрепленную на валу
сельсина Ср, а также стрелку, приводимую (с помощью следя-
щей системы) от вала сельсина Си через пару зубчатых колес
184
Рис. 129. Сельсинный тензометр с одним датчиком
Рис. 130. Сельсинный тензометр с двумя датчиками
185
выполнены по рис. 118, первого канала — по рис. 112 и треть-
его— по рис. 128. Структура прибора определилась следующи-
ми условиями:
1) колонны могут быть нагружены результирующим момен-
том неравномерно из-за неравенства зазоров в направляющих
втулках колонн;
2) несмотря на то что суммарное напряжение асум не может
служить контролируемым параметром при защите пресса от
поломки, оно в то же время является удобным средством для
анализа нагружения пресса;
3) изображение напряжения изгиба колонны в виде вектора
на экране электронно-лучевой трубки позволяет непосредственно
наблюдать процесс нагружения пресса.
Аппаратура для пресса усилием 30 000 тс включает в себя
следующие узлы: сельсинные тензометры с одним датчиком
(рис. 129), сельсинный тензометр (1 шт.) с двумя датчиками
(рис. 130), приспособление (хомуты) для установки сельсинных
тензометров на колоннах (рис. 131 и 132), принимающее устрой-
ство (рис. 133), блок питания (рис. 134).
Принимающее устройство и блок питания встраиваются
в пульт управления прессом. Передаточное отношение к сель-
синного тензометра принято равным 0,05 Первая пара
кинематической цепи сельсинного тензометра выполнена в виде
пары: плоский кулачок — шарик упора. Изменяя перемещением
упора расстояние от оси кулачка до точки контакта его с шари-
ком, можно настроиться на различную длину мерительной базы
датчиков, т. е. на расстояние между парой хомутов на колонне,
сохраняя при этом указанную величину к.
Для пресса усилием 30 000 тс длина мерительной базы при-
нята равной 600 мм. При необходимости эта база может быть
принята значительно меньшей. Деформация колонны на длине
базы определяет среднее значение напряжений на этой длине.
Возвратная пружина сельсинного тензометра служит для вы-
борки зазоров в кинематической цепи. Для исключения динами-
ческой ошибки пружину следует выбирать из расчета, чтобы
создаваемое ею угловое ускорение на валу кулачка было боль-
ше ускорения деформации, приведенного к валу кулачка.
Принимающее устройство (рис. 133), как было указана
выше, состоит из четырех каналов. В первом канале с электрон-
но-лучевой трубкой (рис. 135) установлен счетчик общего числа
срабатываний схемы защиты. Конструкция второго и третьего
каналов показана на рис. 136.
Выходной прибор третьего канала (рис. 137) имеет непо-
движную шкалу и подвижную шкалу, укрепленную на валу
сельсина Ср, а также стрелку, приводимую (с помощью следя-
щей системы) от вала сельсина Си через пару зубчатых колес
184
Рис. 129. Сельсинный тензометр с одним датчиком
Рис. 130. Сельсинный тензометр с двумя датчиками
185
Рис. 131. Приспособление для ус-
тановки сельсинных тензометров
на колонне в случае контроля из-
гибающих напряжений
Рис. 132. Приспособление для ус-
тановки сельсинных тензометров
на колонне в случае контроля рас-
тягивающих, изгибающих и сум-
марных напряжений
Рис. 133. Панель принимающего устройства
прибора для контроля нагружения колонн
Рис. 134. Блок питания прибора для контроля нагружения колонн
Рис. 135. Блок для контроля изгибающих напряжений в колонне с помощью
электронно-лучевой трубки
187
Рис. 136. Два блока защиты пресса от поломки по изгибающим напряже-
ниям в двух его колоннах
Рис. 137. Блок для контроля растягивающих, изгибающих и суммарных
напряжений в колонне
188
с передаточным отношением 2—. При возрастании величин
механических напряжений подвижная шкала вращается против
часовой стрелки, а стрелка — в обратном направлении. В резуль-
тате на подвижной шкале против нулевой риски неподвижной
шкалы отмечается значение ор, а стрелка указывает на непо-
движной шкале значение аи и одновременно на подвижной шка-
ле значение осум- Для осуществления защиты по ои предусмот-
рена пара контактов, устанавливаемых в требуемое положение
на неподвижной шкале. Контакты замыкаются упором, укреп-
ленным на стрелке.
Через круговой паз на переднюю панель выводится рукоятка
компенсации температурной погрешности в цепи измерения рас-
тягивающих напряжений. С помощью этой рукоятки поворачи-
вают статор сельсина Ср, устанавливая ноль по шкале ор. При
условии если и колонна и хомуты в отдельности нагреты равно-
мерно по окружности, погрешность в цепи измерения изгибаю-
щих напряжений не возникает.
Глава III
РАСЧЕТЫ И ИССЛЕДОВАНИЯ
14. СВОЙСТВА и энергетические показатели гидравлических
ПРИВОДОВ С АККУМУЛИРОВАНИЕМ ЭНЕРГИИ
II РИ ОБРАБОТКЕ материалов на гидравлических прессах
1 1 нередко возникает необходимость осуществления процессов,
требующих больших затрат механической энергии в короткий
промежуток времени, после которого следует более или менее
длительная пауза. Очевидно, что в этом случае мощность источ-
ника механической энергии (электрического или какого-либо
иного двигателя) можно существенно понизить, если воспользо-
ваться паузой между очередными процессами для аккумулиро-
вания энергии, отдаваемой двигателем. Если t — время процес-
са, W(t)—функция, характеризующая величину потребляемой
в ходе процесса мощности, 1Гтах — максимальное значение этой
функции, Т — период повторения процессов, то имеются две
возможности обеспечения такого цикла энергией, отдаваемой
в соответствии с заданной функцией мощности W(t).
Первая возможность — применение электродвигателя (или
какого-то другого двигателя), способного кратковременно раз-
вивать мощность, равную IFmax- Очевидно, что номинальная
мощность WH двигателя в этом случае может и должна прини-
маться несколько меньшей значения IFmax- Коэффициент сниже-
W
ния мощности k = —222 ограничен в этом случае величиной
коэффициента перегрузки двигателя пг, который характеризует
максимально допустимую перегрузку двигателя по развиваемо-
му крутящему моменту или мощности в сравнении с их номи-
нальными значениями. Для электродвигателей пг 2,5 -г- 3.
Этим числом и ограничен возможный предел снижения номи-
нальной мощности электродвигателя по сравнению с величи-
ной IFmax- Превышение этого предела приведет либо к «опроки-
дыванию» и остановке двигателя, либо к осуществлению
процесса с меньшей мощностью, чем требуется по заданию.
190
В действительности возможность снижения выбираемой по
заданным значениям величин U7max, IF(Z), номинальной мощ-
ности электродвигателя обычно еще более ограничена условия-
ми допустимого нагрева его обмоток.
Вторая возможность — применение электродвигателя (или
другого двигателя) в сочетании с аккумулятором энергии.
В этом случае возможность снижения необходимой номиналь-
ной мощности двигателя определяется только заданными зна-
чениями IFmax, W(t), Т и не ограничивается никакими дополни-
тельными условиями. Очевидно, что израсходованная за время
одного рабочего цикла машины энергия
т
A = ^W(t)dt, (28)
О
и, следовательно, необходимая мощность двигателя может не
превышать величины
т
J W (t) dt
При этом выбранная номинальная мощность дв-игателя WH
может не превышать Wq. В зависимости от вида функции W(t)
необходимая мощность двигателя Wq может быть во много раз
меньше значения №Шах, возникающего в ходе выполнения рабо-
чего цикла и соответственно меньшей может быть и выбранная
номинальная мощность двигателя WH. Пусть, например, некото-
рый периодический рабочий процесс с периодом Т = 120 мин
характеризуется следующей функцией W(i):
г W (t) = 1000 кет, когда 0 < t < 2 мин,
| W (/) = 0, когда 2 мин </<120 мин.
Очевидно, что для реализации этого процесса при безакку-
муляторном приводе от электродвигателя даже при наибольшем
значении коэффициента перегрузки электродвигателя (пг = 3)
нельзя принять мощность электродвигателя меньшей
l^max 1000 QQQ KRm
-----= ------ = ООО KolTl,
m 3
В случае реализации этого же процесса от электродвигате-
ля, работающего на аккумулятор, потребляемая мощность
электродвигателя составит
Т 2 120
f W (/) dt С IF (t) dt + С W (t) dt
= A = j_________= _2___________2 _ 1000 -2 _ j 6
d T T T 120 -lb’7Kem
191
Ближайший стандартный электродвигатель имеет номиналь-
ную мощность 20 квт\ этот электродвигатель будет обеспечивать
рассмотренный процесс даже будучи недогруженным. 'Таким
образом, при первом варианте потребовался двигатель мощно-
стью 333 кет, и при этом располагаемая мощность очень плохо
использована во времени, при втором же варианте достаточен
электродвигатель мощностью 20 кет и при этом почти стопро-
центный коэффициент использования мощности двигателя во
времени.
Рассмотренный пример наглядно показывает эффективность
применения аккумулятора. Однако применение аккумулятора,
естественно, приводит к усложнению состава привода, его кон-
струкции и эксплуатации, а в ряде случаев применение пневмо-
гидравлического или грузового аккумулятора приводит к сни-
жению к. п. д.
При этом бывают случаи, когда из-за снижения к. п. д., вы-
званного применением аккумулятора, потребная мощность
электродвигателя не только не снижается по сравнению с ва-
риантом безаккумуляторного привода, но даже увеличивается.
Разумеется, что в подобных случаях эффект применения
аккумулятора будет по сравнению с безаккумуляторным вари-
антом отрицательным по всем упомянутым показа-
телям.
С другой стороны, возможны случаи, когда применение пнев-
могидравлического (или грузового) аккумулятора, органически
ухудшающего к. п. д. исполнительных механизмов пресса, при-
ведет к увеличению к. п. д. рабочего цикла в целом за счет
сокращения потребной мощности электродвигателя и лучшего
его использования во времени.
Поэтому в каждом конкретном случае выбор между аккуму-
ляторным и безаккумуляторным приводом гидравлического
пресса должен основываться на тщательном всестороннем
анализе.
Рассмотрим приводы, применяемые для гидравлических
прессов, и установим их особенности, свойства и энергетические
показатели.
В настоящее время известны два класса аккумуляторов ме-
ханической энергии, применяемых для привода гидравлических
прессов.
К первому классу относятся аккумуляторы, которые запа-
сают механическую энергию в виде кинетической энергии
вращающихся маховиков, ко второму классу — аккумуляторы
(рис. 138), запасающие механическую энергию либо в виде по-
тенциальной энергии положения груза (грузовые аккумулято-
ры), либо в виде энергии сжатого газа, действующего на
жидкость (пневмогидравлические поршневые, мембранные и бес-
192
поршневые аккумуляторы), либо в виде энергии упругого
сжатия жидкости (жидкостные аккумуляторы).
Грузовые, пневмогидравлические поршневые и пневмогидрав-
лические мембранные аккумуляторы целесообразны лишь в не-
которых случаях, не требующих большой емкости аккумулятора,
например для выдержки изделия под усилием пресса при вы-
ключенных электродвигателях насосов. Они могут применяться
также с целью сокращения потребной производительности, а
значит, и размеров насосов, но лишь для случаев, где не
требуется большого запаса энергии.
и
Л
Баллон со сжатым
От пнебмосети
или компрессора.
К прессу
К прессу
От насосов
Рис. 138. Гидравлические аккумуляторы второго класса:
а — грузовой; б — пневмогидравлический поршневой; в — пневмогидравлический
мембранный; г — пневмогидравлический беспоршневой; д — жидкостной аккумуля-
тор (с использованием энергии упругого сжатия жидкости)
II
От насосов
Быстродейст
бующий
импульсный
клапан
К исполнительному От насоса
механизму пресса
д)
Жидкостные аккумуляторы механической энергии приме-
няются пока только для машин ударного и импульсного дей-
ствия (гидравлические вибрационные прессы, гидравлические
молоты), поскольку по сравнению с упомянутыми пневмогидрав-
лическими и грузовыми аккумуляторами они при близких к ним
размерах отличаются значительно большей крутизной характе-
ристики р—V, где р— давление, V — аккумулированный объем
сжатой жидкости.
Маховиковые аккумуляторы энергии (рис. 139) в применении
к гидравлическим прессам используются с единственной
целью — снизить потребную мощность электродвигателя насоса.
Следует подчеркнуть, что применение грузовых и пневмогидрав-
лических аккумуляторов часто вызвано такими соображениями,
7 Заказ 1299 193
как, например, снижение потребной производительности насосов,
обеспечение аварийного запаса энергии на случай перебоев
электроснабжения, обеспечение выдержки изделий под усилием
пресса при выключенных насосах. Применение маховиковых
аккумуляторов не вносит никаких изменений в структурную
схему гидравлического привода пресса и, следовательно, не
оказывает никакого влияния на характер передачи энергии от
насоса к исполнительным механизмам пресса. Следовательно,
применение маховика не может привести к снижению к. п. д.
гидравлического привода, что является важной положительной
особенностью такого аккумулятора. И наоборот, использование
Рис. 139. Структурная схема гид-
равлического привода с использо-
ванием аккумулятора первого
класса (маховикового):
1 — гидравлический распредели-
тель; 2 — насос; 3 — маховик; 4 —
двигатель
К исполнительные
механизмом пресса
Рис. 140. Структурная схема гидравли-
ческого привода с использованием акку-
мулятора второго класса:
/ — гидравлический распределитель; 2 — бал-
лон аккумулятора; 3 — обратный клапан;
4 — насос; 5 — двигатель
любого из аккумуляторов второго класса непосредственно влия-
ет на структурную схему гидравлического привода (рис. 140),
изменяет характер передачи энергии от насоса к исполнитель-
ным механизмам пресса, снижая при этом к. п. д. гидравличе-
ского привода.
Энергия, потребляемая исполнительными механизмами
в случае насосно-маховикового привода
При структурной схеме в соответствии с рис. 139 поток
жидкости от насоса к действующему в данный момент исполни-
тельному механизму п пресса соответствует производительности
насоса.
Если Pn(t) функция, характеризующая силу сопротивления
обрабатываемого данным исполнительным механизмом мате-
риала, то давление pn(t) в гидравлическом цилиндре работаю-
щего исполнительного механизма составит
pAt) = FP-k}T’
‘ п «л“л
194
где Fn — площадь плунжера (поршня), действующего в данный
момент n-го исполнительного механизма;
d — диаметр плунжера (поршня);
Здесь цп — коэффициент трения, hn — высота уплотняющего
пакета.
Если обозначить через Дрп потерю давления на сопротивле-
ние трубопровода от насоса до данного исполнительного меха-
низма, то давление un(t) в нагнетательном коллекторе насоса
при работе этого механизма составит
(0 = Рп (0 + Арп = /п(ь°- + Дрп- (30)
Очевидно, что потерянное давление Дрп — величина постоян-
ная, зависящая только от постоянного сопротивления данно-
го трубопровода и не зависящая от преодолеваемой полезной
нагрузки Pn(t). Таким образом, оказывается, что давление un(t)
в нагнетательном коллекторе насоса, а следовательно, и потреб-
ляемая насосом мощность линейно зависят от давления pn{t)
в гидравлическом цилиндре данного исполнительного механиз-
ма, иными словами, от усилия Pn(t), преодолеваемого этим
механизмом. При рациональном выборе проходов трубопровода
величину Дрп можно сделать пренебрежимо малой по сравне-
нию с рп(/), а соответственно пренебрежимо малыми будут
и потери энергии на преодоление сопротивления трубопровода.
Мощность, потребляемая n-м исполнительным механизмом
и его трубопроводом \
Win (О = [Рп (0 + ApJ vn (0 Fп, (31)
где vn(f)—скорость движения поршня (плунжера).
Энергия, израсходованная на преодоление внешней нагрузки,
сил трения в уплотнениях и сопротивления трубопроводов за
один рабочий цикл пресса всеми его исполнительными механиз-
мами, совершившими к движений1 2,
А} = J IFji (0 dt + J Wb (t) dt+ -- + £WTlK (0 dt. (32)
0 0 0
Имеются и другие статьи расхода энергии, которые необхо-
димо учитывать, а именно: потери энергии на сжатие жидкости
1 Цифра I в степени относится к случаям, когда исполнительный меха-
низм приводится от насосов с маховиками и без маховиков, а цифра II в
степени — к случаям применения гидропневматических и грузовых аккуму-
ляторов. В индексах римская цифра характеризует «статью расхода» мощ-
ности или энергии, а арабская цифра— порядковый номер операции цикла.
2 При этом должны учитываться как прямые, так и обратные движения.
195
7*
в гидравлических цилиндрах исполнительных механизмов,
гидравлические и механические потери в насосах, потери, свя-
занные с перетеканием жидкости из работающей полости
цилиндра в неработающую *, и, наконец, потери, связанные
с регулированием скорости исполнительных механизмов.
Потери энергии на сжатие жидкости в гидравлических цилиндрах
исполнительных механизмов1 2
Эти потери определяются следующим выражением
(33)
где Vn — объем жидкости в n-м цилиндре в конце хода его
плунжера (поршня);
рп — давление в этой полости в конечный момент хода;
Еж — модуль упругости жидкости.
Потери энергии в насосах
При определении потерь энергии в насосах следует разли-
чать два случая: насос с клапанным и насос с бесклапанным
распределением жидкости. В первом случае производительность
насоса q с увеличением давления и в нагнетательном коллекто-
ре уменьшается, главным образом по причине сжатия жидкости
в мертвых объемах цилиндров насоса. Потери жидкости из
цилиндра насоса во всасывающий коллектор в период посадки
всасывающего клапана не связаны с заметными потерями энер-
гии, так как в этот период мало давление в цилиндре насоса.
Потери жидкости из нагнетательного коллектора в рабочие
цилиндры насоса в период посадки нагнетательного клапана
можно уменьшить до пренебрежимых значений за счет подбора
рациональных размеров нагнетательного клапана и его пру-
жины.
Энергия, потраченная на сжатие мертвых объемов жидкости
в цилиндрах насоса за один оборот его вала,
1 1 Ум 2
а =-----— и = — . ——и\
2 Еж 2 Еж
1 Эти потеря возникают только в случаях, когда поршень уплотнен от-
носительна цилиндра методом точной посадки. Такой метод в применении к
механизмам гидравлических прессов применяется редко.
2 Формулы для энергии и мощности, у которых отсутствует индекс ввер-
ху, одинаково справедливы как для первого (насосный привод, насосный
привод с маховиком), так и для второго (насосный привод с гидропневма-
тическим или грузовым аккумулятором) случая.
196
где VM.— мертвый объем цилиндров насоса;
Еж — модуль упругости жидкости.
При скорости вращения вала насоса пн об!мин потерянная
на сжатие жидкости энергия за секунду (мощность)
W = —1
ш 120
пнУм ^2
Еж
Это практически полностью потерянная мощность, так как
расширение сжатого мертвого объема жидкости происходит
вблизи передней мертвой точки хода поршня насоса, где к. п. д.
механизма, движущего поршень, близок к нулю, и поэтому
энергия расширения жидкости не возвращается на вал насоса.
Механические потери в насосе примерно пропорциональны пре-
одолеваемому его поршнями усилию, т. е. давлению в нагнета-
тельном коллекторе, следовательно, они равны -фи, где ф— по-
стоянный коэффициент, и — давление в нагнетательном коллек-
торе.
Если механический к. п. д. насоса т]ж при номинальной его
нагрузке известен из каталога или вычислен, то
где ин — номинальное давление насоса;
WH — номинальная мощность насоса.
Таким образом, мощность, теряемую во время выполнения
п-й операции в насосе с клапанным распределением жидкости,
можно выразить формулами
и?шп(О = М*(О + 02«п(О;
0i = —02 = -^*-ir..
120 * Еж ин н
Для насоса с бесклапанным распределением жидкости
к рассмотренным потерям добавляются потери от перетекания
жидкости из нагнетательного коллектора во всасывающий через
зазоры распределительного устройства и поршней. Известно, что
для таких насосов расход жидкости на внутренние утечки при-
мерно пропорционален давлению в нагнетательном коллекторе \
В таком случае потеря мощности на эти утечки будет равна qyu,
Где qy — секундный объем утечек.
Величина объемного к. п. д. насоса при номинальном давле-
нии т)о обычно задается в каталогах. Тогда значение qy легко
вычислить:
(34)
(35)
1 Это объясняется малыми абсолютными значениями зазоров и относи-
тельно большой длиной поверхности, разделяющей полости нагнетательного
и всасывающего коллекторов.
197
где ин — номинальное давление;
ан — номинальная производительность насоса.
Обозначив (——Л — = 03, можно записать:
\ *1о / ««
дй« = е#;
тогда окончательная формула для потерянной мощности в на-
сосах с бесклапанным распределением жидкости примет вид
1ГШл (0 = (0Х + 03) и* (0 + 02«п (0, (36)
где
03=(—-1")—;
\ lo J ин
значения 0! и 02 те же, что и в формуле (35).
Теперь легко определить и энергию, теряемую насосом за
время одного рабочего цикла пресса:
Ап = I (0 dt + (0 dt + • • • + (0 dt, (37)
0 0 о
где Wnin(0 — функции (35) или (36); п = 1,2,..., k.
Поскольку полезное усилие Pn(t), а следовательно, и давле-
ние un(t) обычно выражаются нелинейными функциями, практи-
ческие вычисления по приведенным формулам резко усложняют-
ся. Вычисления с помощью графических методов кропотливы
и недостаточно точны. Возникшее затруднение можно обойти за
счет.линеаризации функций Pn(t). После получения линеаризо-
ванных выражений для Pn(t) все дальнейшие вычисления легко
выполняются аналитически. Ход вычислений будет иллюстриро-
ван ниже на конкретном примере.
Потери энергии от внутренних утечек жидкости
В случае применения гидравлических аппаратов и исполни-
тельных механизмов, в которых уплотнение поршня достигается
с помощью точной посадки, следует учитывать потери энергии
на перетекание жидкости из рабочих полостей в сливные. Рас-
ход перетекающей жидкости при этом определяется формулой
(см. [13], стр. 155)
<7ivn(0 = b nP^ndn см3/сек'> (п= 1,2,...,т)-, (38)
УорОл
Здесь b — коэффициент; при концентричном зазоре между
поршнем и цилиндром 6=1, при предельно
эксцентричном зазоре b = 2,5;
ц — абсолютная вязкость жидкости в кгс • сек/сж2;
198
&п — длина уплотняющего участка поршня в см;
dn — номинальный диаметр цилиндра в см;
zn — величина зазора в см;
рп (0 — разность давлений по обе стороны уплотняющего
участка поршня в кгс]см1 2.
Теряемая мощность при выполнении n-й операции
W = ?ГУп (0 Рп (О = ^пРл V)'»
Энергия, потерянная при выполнении одного цикла,
^iv = Ъ J Pl (0 dt + Ъ J pl (0 dt +... + j"р2 (0 dt; (40)
0 0 о
п = 1, 2, 3,.. .,/и.
Потери на трение в направляющих исполнительных механиз-
мов пресса не учитываются, как независящие от свойств приво-
да. При желании эти потери легко найти известными методами.
Суммарные затраты энергии за один рабочий цикл пресса, обо-
рудованного насосным приводом с маховиковым аккумулятором,
составят 1
Л1 = Ai + Ап + Av- (41)
Очевидно, что формулы (30) — (41) полностью сохраняют
силу и для случая насосного безмаховикового привода с насо-
сом постоянной производительности 2.
Энергия, потребляемая исполнительными механизмами
в случае привода от пневмогидравлического аккумулятора
Как отмечалось ранее, применение любого из аккумуляторов
второго класса изменяет структурную схему гидравлического
привода (рис. 139 и 140) и характер передачи энергии от насоса
к исполнительным механизмам.
В первом случае (насосно-маховиковый и насосный приводы)
скорость плунжера (поршня) непосредственно зависит от произ-
водительности насоса, мало зависит от внешней нагрузки испол-
нительного механизма3 и не зависит от сопротивления подводя-
1 В этом выражении не учтены пока потери на регулирование скорости
исполнительных механизмов.
2 Для насосов с регулируемой производительностью определение потерь
энергии выполнено в разделе 16
3 Существование этой зависимости вызвано внутренними утечками в на-
сосе, аппаратуре и исполнительном механизме, а также сжимаемостью жид-
кости.
199
щего трубопровода L Количество энергии, расходуемой на пере-
мещение плунжера (поршня) исполнительного механизма»
пропорционально преодолеваемой им внешней нагрузке. С умень-
шением этой нагрузки соответственно уменьшается и расход
энергии.
Во втором случае (аккумулятор второго класса) скорость
плунжера зависит только от параметров подводящего трубопро-
вода и внешней нагрузки, преодолеваемой исполнительным меха-
низмом. Энергия, израсходованная на перемещение плунжера
(поршня) исполнительного механизма, не зависит от внешней на-
грузки и, значит, от совершенной полезной работы. С уменьше-
нием внешней нагрузки и, значит, полезной работы до нуля на
всем перемещении плунжера затраченная энергия сохраняет
неизменное значение, пропорциональное перемещению плунжера.
Следовательно, применение аккумуляторов второго класса
приводит к существенному ухудшению свойств гидравлического
привода — скорость нестабильна, потери энергии при недогрузке
исполнительного механизма резко увеличены. Однако в ряде
случаев, определяемых характером и абсолютными значениями
функций Pn(t), отображающих внешнюю нагрузку исполнитель-
ных механизмов пресса, применение аккумуляторов второго клас-
са оказывается целесообразным. Для выявления этих случаев
необходимо подробнее рассмотреть особенности гидравлического
привода с аккумуляторами второго класса, а также способы
дроссельного регулирования скоростей исполнительных механиз-
мов 1 2.
Рассмотрим особенности приводов с пневмогидравлическими
и грузовыми аккумуляторами. Если на перемещение плунжера
п-го исполнительного механизма израсходован объем жидкости
Vn, то соответствующая этому объему израсходованная энергия
в случае применения пневмогидравлического аккумулятора бу-
дет определяться выражением
Va2
J p(Va)dVa
А?п=УпЦ-----------, (42)
V а2 Vai
где p(Va) — функция, отражающая изменение давления в
аккумуляторе в зависимости от изменения объ-
ема жидкости в нем;
1 Сюда не входят случаи дроссельного регулирования скорости и случаи
неправильно сконструированного трубопровода, приводящие к сбросу жид-
кости через предохранительный клапан.
2 Способы объемного регулирования скоростей исполнительных меха-
низмов рассмотрены в разделе 16.
200
Va2 — Vai — абсолютная величина изменения объема жидко-
сти в аккумуляторе за период ее расхода рабо-
тающим исполнительным механизмом.
Обычно
vn^va2-val;
(они отличаются на величину объема жидкости, поданной в си-
стему за этот период насосами). Здесь Vai и Va2 — объем жидко-
сти в аккумуляторе соответственно в момент начала ее расхода
и в конце периода расхода исполнительным механизмом.
Очевидно, что Va2 — Vai зависит не только от Vn, но также от
dVn 17
—- и от qH, где qH — производительность насоса. Если
at
= Ян, то расходование объема Уп работающим исполни-
тельным механизмом будет происходить при постоянном давле-
нии p(Vai) в аккумуляторе и, следовательно, в нагнетательном
коллекторе насоса. Если ~ >q, то расходование объема Vn
at
* <Nn
будет происходить при уменьшающемся, а при — <q— при
dt
увеличивающемся давлении в аккумуляторе и нагнетательном
коллекторе насоса. Таким образом, величина работы АЦ при
одном и том же Vn будет меньше при быстрых расходах жидко-
сти исполнительным механизмом и больше при медленных рас-
ходах. При безаккумуляторном насосном приводе, а также при
маховиковых аккумуляторах имеет место обратная картина.
Функция p(Va) в явном виде есть политропа:
Р (Уа) Ve = const,
где Ve — изменяющийся объем воздушной части аккумулятора.
Ve = Ve.« + (Va.K-Va.K);
здесь Vg.H — начальный (наименьший) объем воздушной части
аккумулятора, соответствующий полному запасу
•жидкости;
Va.H — начальный (наибольший) объем жидкости в акку-
муляторе;
Va.K — конечный объем жидкости в аккумуляторе.
Отсюда
= = (43)
V л V л \ о /
где рн — начальное давление воздуха, соответствующее началь-
ному (наименьшему) объему воздушной части аккуму-
лятора.
201
Показатель политропы k зависит от скорости изменения воз-
душного объема аккумулятора, т. е. от режима расхода жидко-
сти, При медленных изменениях объема процессы расширения и
сжатия воздуха близки к изотермическим и £«1. При быстрых
изменениях объема температура сжатого воздуха в аккумулято-
ре не успевает выравниваться с температурой окружающей сре-
ды, и процесс расширения-сжатия воздуха приближается
к адиабате, т. е. показатель политропы k приближается к значе-
нию 1,4. Очевидно, что этот режим работы приводит к наиболь-
шим перепадам давления.
Средняя (во времени) температура воздуха в работающем
аккумуляторе всегда несколько выше температуры окружающе-
го воздуха, поэтому имеет место непрерывное рассеяние тепла в
окружающее пространство, а значит, и соответствующий допол-
нительный расход энергии. Этот расход будет увеличиваться с
увеличением отношения где /сж—время сжатия воздуха,
Ip — время расширения воздуха. Действительно, если положить,
что tp = 0 (мгновенное расширение воздуха), а перед началом
сжатия имеет место пауза, достаточная для выравнивания тем-
пературы воздуха в аккумуляторе с температурой окружающей
среды, то весь период сжатия воздуха будет сопровождаться вы-
делением тепла в пространство, тепло же, взятое аккумулятором
за время паузы из окружающего пространства, никакой полезной
работы не произвело.
С целью стабилизации давления в аккумуляторе и сокраще-
ния отмеченных термодинамических потерь энергии стремятся к
увеличению' отношения -—^7—, где — конечный (наи-
Уа.н—Уа.к
меньший допустимый) объем жидкости в аккумуляторе. Разность
Уа.н — Уа.к = Vm принято называть маневровым объемом акку-
мулятора. В применении к гидравлическим прессам наибольший
перепад давлений в аккумуляторе обычно ограничивают величи-
ной 10%. Тогда отношение , подсчитанное с помощью фор-
Vm
мулы (43) при к = 1,4, равно 12, т. е. Ув.н~121Ли.
Из изложенного видно, что для точного подсчета энергии при
расходовании исполнительным механизмом объема Vn жидкости
необходимо знать величину объема жидкости в аккумуляторе
в момент начала движения механизма, а также закон изменения
этого объема в процессе движения механизма. Установить эту
величину и этот закон в общем виде весьма трудно !, а в случае
обслуживания одним аккумулятором нескольких прессов прак-
1 При конкретном условии задачи для случая обслуживания аккумуля-
тором одного пресса эта величина и этот закон могут быть установлены.
202
тически невозможно. Поэтому приходится довольствоваться сле-
дующей приближенной формулой для вычисления энергии, за-
траченной на перемещение плунжера л-го исполнительного меха-
низма:
A^VnPa, (44)
где ’ V„ — объем жидкости, израсходованный
п-м исполнительным механизмом;
pa=Pmax + Pmln —const — среднее значение давления в акку-
муляторе.
Если ра = б>
Pmln
то величина погрешности этой формулы не выйдет за преде-
6 1-Г
лы ± — . При принятом для гидравлических прессов значении
б = Ю% погрешность не превысит ±5%. В случае применения
грузового аккумулятора формула (44) будет практически точ-
ной. Для дальнейших сопоставлений формулу (44) удобнее вы-
разить в функции времени, учитывая, что Vn = FnVntn- С учетом
этого можно записать:
^4 in ~ Fnvnpatnf
где Fn — рабочая площадь плунжера (поршня) л-го исполни-
тельного механизма;
vn — средняя скорость движения плунжера (поршня);
tn — время движения плунжера (поршня).
Энергия, израсходованная трубопроводом и исполнительными
механизмами за один цикл,
т т
4“ = Ра 22 F^ntn = Ра^ (45)
П=1 Пя«1
Формулы (44) и (45) соответствуют ранее сделанному заме-
чанию о том, что, в отличие от маховикового аккумулятора, энер-
гия Л**, затраченная на перемещение л-го исполнительного ме-
ханизма, не зависит ни от сопротивления трубопровода, ни от
преодолеваемой механизмом внешней силы. При любом трубо-
проводе и при любой внешней силе, не превосходящей возможно-
стей исполнительного механизма, затраченная работа одна и та
же, а ее величина зависит только от объема Vn жидкости, израс-
ходованной исполнительным механизмом. Если внешняя работа,
совершенная л-м исполнительным механизмом,
Ап = SJPn(s)ds,
S1
203
где Pn(s) — внешняя сила в функции хода п-го исполнительного
механизма, то к. п. д. рабочего хода составит
„ _ Ап
Чп =------•
VnPa
Очевидно, что с увеличением внешней силы растет и т)п, но
при этом падает скорость движения, так как уменьшается распо-
лагаемый напор жидкости между аккумулятором и гидравличе-
ским цилиндром исполнительного механизма. Естественно, воз-
никает вопрос о мощности, развиваемой при этом исполнитель-
ным механизмом.
Зависимость между мощностью и к. п. д. привода
с пневмогидравлическим аккумулятором
Пусть pa~const — давление в аккумуляторе, рп =
Рп
= ---—— —давление в гидравлическом цилиндре n-го ис-
*п kndn
полнительного механизма в данный момент времени [см. форму-
лу (30)]. Тогда скорость движения плунжера (поршня) в этот
момент времени 1 ______
РП = КУрП — Рп,
где К—постоянный коэффициент, зависящий от длины каналов
труб и клапанов и площади их проходов.
Мощность, развиваемая плунжером при выполнении n-й опе-
рации, _______________
^1п = РпРп=Кл/ РаРп-.р.
у Fn — kndn
Очевидно, что как при нулевой нагрузке, так и при полной
нагрузке, т. е. при
Pn = Pa{Fn-kndn),
мощность, развиваемая плунжером, равна нулю. Определяя мак-
симум функции легко выяснить, что он возникает при ус-
ловии, когда
ЗР2
-----— = 0;
F п kndn
отсюда
о
Рп=^-Рп (Fn-
о
1 В данном случае не учитываются силы инерции движущейся жидкости
и движущихся деталей, как не имеющие существенного значения для изучае-
мой задачи. Влияние этих сил рассматривается при изучении устойчивости
работы регуляторов скорости ('раздел 21), где они имеют решающее зна-
чение.
204:
т. е. внешняя сила Рп, соответствующая максимальной мощности
исполнительного механизма, равна 2/з предельной силы этого ме-
ханизма.
Следовательно, работа с к. п. д. более 2/3 при заданном трубо-
проводе приводит к понижению мощности исполнительного меха-
низма. Однако это свойство гидропневматических (грузовых)
аккумлуяторюв не следует расценивать как принципиальный не-
достаток, поскольку существующие способы регулирования ско-
рости движения исполнительных механизмов позволяют без за-
труднений подчинять ее желаемому закону. Принципиальный не-
достаток этих аккумуляторов состоит только в том, что при
уменьшении внешней силы, преодолеваемой исполнительным ме-
ханизмом, энергия, затраченная на движение механизма, не
уменьшается. В результате этого свойства движение исполни-
тельных механизмов в зоне малых величин функции Pn(t) будет
происходить при весьма низком к. и. д.1
Потери энергии при дроссельном регулировании скорости
Рассмотрим применяемые способы регулирования скорости и
выявим вызванные ими потери энергии. Очевидно, что в случае
маховикового аккумулятора в комбинации с насосом постоянной
производительности возможно только дроссельное регулирова-
ние скорости.
Если рассматривать лишь энергетические свойства привода,
то множество, известных дроссельных схем стабилизации, а так-
же функционального регулирования скорости можно свести всего
к двум структурным схемам (рис. 141). Обе схемы относятся
к случаю стабилизации скорости движения исполнительного ме-
ханизма. Действие схемы а (рис. 141) основано на том, что ре-
гулятор давления 3 обеспечивает на входе дросселя 2 давление»
подчиняющееся следующему закону:
Рвх, (0 = рп (0 + с = - Р"(<) + С, (46)
г п
где рвх, (0 — функция давления на входе в дроссель;
С — постоянная величина.
В таком случае перепад давления между входом и выходом
дросселя 2
&Ро = Рвх, (0 — (0 = С = const
и, следовательно, скорость поршня
v„ (t) = vn = const* *.
1 Способы компенсации этого недостатка рассмотрены в разделе 16.
* Ввиду сжимаемости жидкости это равенство не может быть.точным.
Подробно этот вопрос рассмотрен в разделе 17.
205
Расход жидкости движущимся поршнем л-го механизма
Чп VnFn*
здесь qn < qH. где qH — производительность насоса.
Разница между qH и qn вызывает неизбежную необходимость
сливать избыток жидкости в бак. Расход сливаемой жидкости
Чуп Ун Чп
При этом расходуется мощность
Wyn = Чуп Ру,
где ру — давление на входе стабилизатора давления 5.
Т К распределителю
а)
К исполнительным
механизмам пресса
РпМ
Tf Рис. 141. Две структур-
К распределителю ные схемы функциональ-
’ » ного регулирования ско-
рости:
1 — гидравлический цилиндр; 2 — дроссель; 3 —
регулятор давления; 4 — гидравлический распреде-
литель; 5 — стабилизатор давления; 6 — насос; 7 —
маховик; 8 — двигатель
Стабилизатор 5 должен быть настроен на давление
„ /’““(О
Pv^Fn-kndn
+ Сп>
так как в противном случае поршень остановится, не закончив
операцию.
206
Следовательно, выражение для затраченной мощности на ста-
билизацию скорости л-го механизма имеет вид:
^Vn — <7у„
Р"ах(<)
. Fn-- &п
+ ^п
Энергия, затраченная на стабилизацию скорости,
(47)
(48)
где tn — время движения исполнительного механизма п.
Ясно, что при настройке привода на малую скорость <?уп^>
vnFn и, следовательно большая часть энергии тратится беспо-
лезно. Легко заметить, что в диапазоне скоростей 0 < vn <
т. е. во всем возможном диапазоне стабилизации скорости ’, име-
ет место следующий расход энергии при совершении л-м испол-
нительным механизмом рабочего хода:
Ain + = Vnpv 4- qVnPvtn, (49)
где Vn — объем жидкости, поступившей в цилиндр при движении
л-го исполнительного механизма;
tn — время движения л-го исполнительного механизма.
В случае выполнения этого же движения от привода с гидро-
пневматическим (грузовым) аккумулятором затраченная энергия
выразится величиной1 2
4£-Mv»=V„Pa + 0 = VnPe,
где ра имеет то же значение, что и ру.
Таким образом,
Aln + Уп _ । ЧупРу(п _ । Чуп{п (50)
< + < УпРа Vn -
Энергия, израсходованная насосным или насосно-маховико-
вым приводом, при данном способе стабилизации скорости мо-
жет во много раз превышать энергию, израсходованную для это-
го же движения приводом с гидропневматическим (грузовым)
аккумулятором, и только при максимальной скорости насосный
(насосно-маховиковый) привод приблизится по потреблению
энергии к приводу с гидропневматическим аккумулятором.
Непроизводительные затраты энергии при работе на умень-
шенных стабилизированных скоростях можно сократить, если
1 При насосе постоянной производительности максимально возможная
скорость исполнительного механизма =~ •
2 См. формулу (44).
207
реализовать основное уравнение стабилизации скорости (46)
иным способом, а именно: зная закон Pn(t) изменения внешней
нагрузки, преодолеваемой исполнительным механизмом, можно
воздействовать на пружину стабилизатора давления 5
(рис. 141,а), например, кулачковым механизмом, профиль кото-
рого определен в соответствии с уравнением (46). В таком слу-
чае регулятор давления 3 станет ненужным, а стабилизатор дав-
ления 5 превратится в функциональный регулятор давления,
воспроизводящий уравнение (46). Ясно, что при таком способе
стабилизации скорости каждой функции Рп(0 внешней нагрузки
должен соответствовать свой кулачок. Этого неудобства можно
избежать, если построить систему стабилизации скорости в соот-
ветствии со структурной схемой, приведенной на рис. 141,6. При
такой схеме задача регулятора давления 3 состоит в том, чтобы
переменное давление рп(/) = —, действующее в рабочей
Рп kndn
полости цилиндра 1 и, следовательно, на входе регулятора 5,
превращать в постоянное давление С, подаваемое на вход дрос-
селя 2. При выполнении этого условия перепад давления между
входом и выходом дросселя 2 сохраняется постоянным и рав-
ным С независимо от значения давления рп(0» действующего
в рабочей полости цилиндра. В таком случае расход сливаемой
через дроссель жидкости будет постоянным и, следовательно,
уменьшенная скорость поршня также будет сохраняться постоян-
ной в пределах жесткости характеристики р — q насоса и сжи-
маемости жидкости L При первом же способе стабилизации
скорости и при способе стабилизации с помощью кулачка жест-
кость характеристики насоса не влияет на результат стабили-
зации.
Энергия, затраченная на движение исполнительного механиз-
ма 1 2 при таком способе стабилизации скорости
*п *п
Ain 4- Ауп = vnFn^ [рп (t)+Ap„] Рп (0 dt, (51)
О о
где vn — стабилизированная скорость;
Дрп — потери давления на сопротивление трубопровода.
Первое слагаемое представляет собой энергию, израсходован-
ную на преодоление внешней нагрузки механизма и сопротивле-
ние трубопровода; второе слагаемое представляет собой энергию
затраченную на стабилизацию скорости. Сравнивая урав*
1 Подробности о конструкциях и некоторых расчетах стабилизаторов
скорости см. в работе [13].
2 Здесь не учитываются потери энергии в насосе и потери на внутренние
утечки в исполнительном механизме, так как в общей формуле затрат энер-
гии они учитываются отдельными слагаемыми.
208
нения (51) и (44), легко заметить, что первое слагаемое форму-
лы (51) всегда меньше А Действительно, это слагаемое
можно записать так:
где vnFntn = Vn,
гл Рп (О + df
J tn
о п
есть средняя величина давления в цилиндре за время операции,
которая всегда меньше давления ра.
Однако величина второго слагаемого может иметь любое зна-
чение в зависимости от величины q^n и соответствующего ей вре-
мени tn. Поэтому при данном способе стабилизации скорости
энергия (Л*п + ) может быть больше, а может быть и
меньше энергии Л**. Все зависит от вида графика функции.
Pn(t) и от отношения где vn — стабилизированная скорость
утах
л-й операции, a vmax — максимально возможная скорость этой
же операции при данной производительности насоса. Таким обра-
зом, затраты энергии на стабилизацию скорости при насосно-ма-
ховиковом приводе установлены.
При стабилизации скорости по первому способу (рис. 141, а)
т
= 2Чуп = ЯН~vnPj
п—\
ртах
Ру = SUp рП ъ а' + SUpДр« + С’ (52)
Fп — kfl «л
где С — заданный перепад давления на дросселе;
sup —наибольшая из п дробей1.
При стабилизации скорости по второму способу (рис. 141, б)
m
Лу = 2 ^Vn J Рп (0 dt\
n=i о (5<3)
?Vn = ^п^п*
Для приводов с аккумуляторами второго класса, как отмеча-
лось раньше, затраченная энергия не зависит от скорости испол-
нительного механизма и, следовательно, любое регулирование
1 Символ sup — сокращение латинского слова supremum (наибольшее).
209
или стабилизация скорости не вызывают дополнительного по-
требления энергии трубопроводом и исполнительным механиз-
мом, т. е. = 0. Для завершения вопроса о потреблении энер-
гии на регулирование скорости насосно-маховиковым приводом
с насосом постоянной производительности следует рассмотреть
случаи функционального регулирования скорости, т. е. случаи,
когда скорость за время tn п-й операции изменяется по закону
Vn = vn(J), где уп(0—заданная функция времени. Такое регу-
лирование достигается специальным механизмом, например ку-
лачковым, осуществляющим изменение щели дросселя по зако-
ну, зависящему в общем случае от заданных функций vn = z>n(0
_ Pn(t)
И Рп — „ ,
г п—кпап
В частных случаях, например в применении к рассмотренным
структурным схемам (рис. 141, а и б), обеспечивающим постоян-
ный перепад давления между входом и выходом дросселя, этот
закон будет зависеть только от функции vn = vn(t)- Ь случае
применения схемы 141, а энергия, затраченная на регулирование
скорости, будет определяться выражением
Луп = (0 + Др„ + С] J [qH - Vn (t) Fn] dt = [p^* (0 +
0
* n
+ Apn + C] {qHtn — Fn^vn (0 dt].
0
Учитывая, что
qii = vm^pn. ^vn(t)dt = sn,
0
можно записать:
Л^ = Fn {pT\t) +Ьрп+С] (оГх tn - sn). (54)
Легко заметить, что Л^п = 0 только при условии tn =»
= sn, т. е. при условии действия механизма на наибольшей воз-
можной скорости. Энергия, затраченная на регулирование скоро-
сти за один цикл,
Л V = 2 F* tSUP Рп аХ (0 + SUP ДРп + аХ/п — Sn)> (55>
П=1
где sn — путь, проделанный п-м механизмом;
v«ax— максимально возможная скорость движения л-го
механизма при заданной производительности qH на-
соса;
210
tn — время движения;
т — число операций в цикле с регулированием скорости.
При функциональном регулировании скорости на основе схе-
мы, приведенной на рис. 141, б затраты энергии на регулирова-
ние скорости при выполнении n-й операции определяются выра-
жением 1
*п ' *п tn
Луп = С [<?« — Vn (0 FJ р„ (/) dt = j* рп (t) dt — Faj рп (0 vn (0 dt =
О 0 0
= Ян У рп (0 dt — (Дх„ -г bp,aHtn).
О
(56)
Очевидно, что уравнение (53) является частным случаем
уравнения (56). В уравнении (56) Ajn —энергия, затраченная
на преодоление внешней силы Рп(0, сил трения уплотнений и со-
противления трубопроводов. Если Pn(t) задана, то вычисление
Л^п не представляет затруднений. Однако обычно бывают из-
вестны не Pn(0, a Pn(s), где $ —'путь; в этом случае вычисление
А^а несколько усложняется. Возможный способ приближенно-
го вычисления Л(,п для этого случая изложен в ходе решения
примера. Энергия, затраченная на регулирование скорости за
один рабочий цикл,
Лу = 2 [Я*\pAt)dt-(A\n-Apnqntn ], (57)
п=1 О
где т — число операций с регулированием скорости за один
цикл.
Формулы (56) и (57) справедливы и для общего случая функ-
ционального регулирования скорости, осуществляемого регули-
рованием щели дросселя на сливном ответвлении системы.
Итак, все составляющие затрат энергии на выполнение гидра-
влическими исполнительными механизмами заданного цикла
движений установлены как для приводов с маховиковым акку-
мулятором механической энергии, так и для приводов с гидро-
пневматическими (грузовыми) аккумуляторами энергии.
Энергия, затраченная на один рабочий цикл
Обозначая энергию, отданную за один рабочий цикл валом
электродвигателя насоса в случае маховикового привода, через
1 См. вторую сноску на стр. 208.
211
А1 и в случае привода с гидропневматическим (грузовым) акку-
мулятором — через Лп, можно окончательно записать:
А = + Лп -И Л1П + Лиг + Л у, (58)
Лп = Л? + Лп + Л]д + Лту*, (59)
здесь Лх — энергия, израсходованная на перемещения исполни-
тельных механизмов [см. формулы (31), (32) и (45)];
Ли — энергия, израсходованная на сжатие жидкости,
[см. формулу (33)];
ЛП1 — энергия, израсходованная на механические и гид-
равлические потери в насосе; для безаккумулятор-
ного привода и привода с маховиковым аккумуля-
тором она определяется формулами (35), (36)
и (37).
Для приводов с пневмогидравлическим или грузовым аккуму-
лятором справедлива формула
Дтп = “Ь ®2Ра) ТР-н,
где Трн — время работы насоса; способ вычисления Тр.н изло-
жен в ходе решения примера;
ра — давление в аккумуляторе;
01,02 — коэффициенты, определяемые формулой (35);
Лху — энергия, израсходованная на внутренние утечки
жидкости в исполнительных механизмах [формулы
(38) и (40)];
Лу — энергия, израсходованная на стабилизацию или ре-
гулирование скорости (формулы (52), (53), (55)
и (57)].
Пример. Установить составляющие затрат энергии и к. п. д.
рабочего цикла штамповочного гидравлического пресса на осно-
вании приведенных ниже исходных данных, характеризующих
пресс и штампуемую деталь. Расчет произвести в применении
к двум видам приводов: с маховиковым и с гидропневматиче-
ским аккумулятором. По результатам расчетов установить ра-
циональный вариант привода.
Исходные данные по прессу
Номинальное усилие в тс.............................. 10 000
Наибольший ход ползуна в мм......................... 1 000
Расстояние между столом и ползуном при его верхнем
положении в мм..................................... 2 200
Высота сомкнутых штампов в мм....................... 1 300
Вес подвижных частей пресса в тс...................... 120
Наибольшая сила в тс:
цилиндров обратного хода........................ 1 000
выталкивателя..................................... 300
обратного хода выталкивателя...................... 100
212
Ход выталкивателя в мм.................................. 400
Наибольшее давление в гидросистеме в кгс1см*.......... 320
Скорость в см/сек'.
обратного хода ползуна............................... 15
прямого и обратного хода выталкивателя............... 15
Наибольшая скорость рабочего хода в см!сек.............. 1,5
Система .управления пресса оборудована функциональным ре-
гулятором скорости, включенным согласно схеме на рис. 141, б.
Наполнение главного ци-
линдра при маховиковом ак-
кумуляторе осуществляется
из наполнительного бака,
Vi(S)CM/CBK
1.5
Рис. 142. Профиль сечения
штампуемой детали...
WSCH
Рис. 143. Заданный график скорости
прессования
с давлением
сообщенного с атмосферой, а
тического
5 кгс/см2.
Исходные данные по
штампуемой детали: ма-
териал — медленно прес-
суемый легкий сплав на
основе алюминия; про-
филь сечения штампуе-
мой детали приведен на
рис. 142; заданный гра-
фик скорости прессова-
ния 1 изображен на рис.
143; кривая усилия в про-
цессе прессования пред-
ставлена на рис. 144;
производительность —
максимально возможная
по условиям заданного
графика скорости прессо-
вания и располагаемых скоростей движения механизмов прес-
са. Деталь штампуется за один нажим пресса.
в случае применения гидропневма-
аккумулятора — от наполнителя
1 График установлен с учетом сокращения времени прессования при ус-
ловии, что скорость течения металла в ручьях штампа не превысит в процес-
се прессования значения, допустимого для данного металла и данного про-
филя детали.
213
За начало отсчета рабочего цикла (t = 0) принимаем момент
начала прессования. Осуществляем переход от графика Pt =
= Pt(s) к графику Pt = Pi(t), т. е. переход от независимой пе-
ременной s к независимой переменной t. Для этого каждому зна-
чению $ нужно найти на основании графика о, = Oi(s) (рис. 143)
соответствующее значение t. График скорости Vi = Oi(s) легко
выразить аналитически:
(s) = 1,5 — 1'5~0’5 s = 1,5 —-s;
4 4
0<S<4;
V1(s) = 0,5; 4<s<10.
Связь между скоростью v{ = — и путем s выражается
dt
в данном случае следующими уравнениями:
в интервале 0 s 4
в интервале 4 < s 10 время t выразится формулой
где
t = ts=i + Ы,
т As
Д/ -------.
В табл. 2 приведены взаимно соответствующие значения s, ,
V] и t.
По найденным значениям t и известным графикам для Ру =
— Pt(s) и i>i = Vt(s) строим графики Ру = Py(t) (рис. 145)
и Vi = V\(t) (рис. 146). Далее строим линеаризированный график
для функции Pi(t)—ломаная линия 1500->4100^-8000 (рис. 145)
и линеаризированный график для функции t>i (t) — ломаная ли-
214
Таблица 2
S 1.5 1,5 4 . 1.5 log : 0,4343 . е 1 1,5 s 4 As Ъ t
1,5 —s 4 1,5 -s 4
0 1 2 3 4 1,50 1,25 1 ,С0 0,75 0,50 - 1 1,200 1,500 2,000 3,000 0 0,079 0,176 0,310 0,477 0 0,73 1,62 2,78 4,32 — 0 0,73 1,62 2,78 4,32*
5 0,50 — — — 6,32
6 0,50 — — — 0-^ 8,32
7 0,50 — — — 1 0,5 10,32
8 0,50 — — — 05 12,32
9 0,50 — — — Го 14,32
10 0,50 — — — Г 16,32
* При определении времени t на участке переменной скорости и — о (s), заданной в функции пути, не следует полагать, что t = , где vcp— средняя скорость, оп- с Р ределенная из графика u = u(s). Найденное таким способом значение времени будет верным только тогда, когда график изменения скорости дан в функции времени о = и (0, а не в функции пути о = о (s).
ния 1,50->0,82->0,50 (рис. 146). Записываем аналитические вы-
ражения линеаризированных графиков
1,5 + 4-1~1-5 0 < t < 13,8;
РИО — ! 13,8
4,1-1-----------и— 13,8); 13,8 16,32.
16,34 — 13,8 '
После сокращений получим
PlW=(1’5 + l)’187,; I (60)
1—17.3+1,551; 13,8 < (< 16,32/
Для функции только в целях сокращения подсчетов для
дальнейшего вместо ломаной 1,50-> 0,82->0,50 принимаем пря-
мую 1,50->0,50 (рис. 146).
1 Значения P\{t) в формуле (60) взяты в тысячах тонн.
215
Аналитическое выражение для щ (t)
МО
1,5_ 1 * * *-5~0’5 t = 1,5 — 0,23/; 0< t < 4,36;
4,36 '
0,5 = const; 4,36 < t < 16,32.
Этим заканчиваются подготовительные
данных для дальнейшего решения L
(61)
вычисления исходных
Рис. 145. График функции P\(t)
Vi(t) см/сек
1 Проделанные подготовительные вычисления резко сокращаются, если
скорость движения ползуна задана постоянной. Они совсем отпадают, если
графики изменения силы и скорости заданы в функции времени, а не в функ-
ции пути.
216
Давление в главном цилиндре в период прессования опреде-
ляется выражением (см. стр. 194)
Fi-Mi
D Р1н 10000-10» „
где Г] = — =-------- =31200 см1 2,
рн 320
Здесь Р\н — номинальное усилие пресса, — номинальное дав-
ление жидкости
= 1 / и£200 = 200 (см)' = = 3 14.0 15 . б _ з
У л
Р1 (/) =-----------10е = 32.6Л (/) кгс/см2.
31 200-3-200
С учетом формулы (60) получаем
/А=(49 + 6.к; 0 </<13,8;
Рх U ( — 565 + 50,5/; 13,8 </< 16,32.
(62)
Максимальный расход жидкости при прессовании
91шах = Лихтах = 31 200 • 1,5 • 10-3 = 46,8 дм3/сек.
Объем жидкости, потраченный в период прессования,1
= 31 200 • 10 = 312 • 10» см3.
Устанавливаем аналогичные показатели tn, Qn, Vn, Рп для
остальных операций рабочего цикла.
Обратный ход рабочего ползуна2
Длина хода
s2 = 2200 — 1300 = 900 мм = 90 см.
Рабочая площадь двух плунжеров
f = Ю00 • юз = з12о
2 320
Диаметр плунжеров
4 • 1560 _ 45
----- — тги СМ,
Я
Время обратного хода
/2 = = 6 сек.
2 15
1 Дополнительный объем на сжатие жидкости не учитывается, так как
соответствующие ему потери энергии будут учтены отдельно.
2 Цифры взяты из исходных данных по прессу.
217
Расход жидкости
ft = ftFa = 15 10°°2010а • КГ3 = 46,8 дм3/сек.
Объем жидкости, потраченной при обратном ходе,
Vs = = 46,8 • 10я • 6 = 280 • 10» см».
Давление в цилиндрах обратного хода:
вариант с маховиковым аккумулятором энергии
Р2 = G,,
где G2 — вес подвижных деталей пресса;
р2 =-----—----=-----------— '103-------= 42 кгс/см2;
Ft-kt-2da 3120 —3,14 • 0,15 • 6-2 • 45
вариант с гидропневматическим аккумулятором энергии
Р2 = G2 4- PHFi>
где рн— давление в наполнителе;
_ .0. + РЛ 12Q 104-5 31 200 98 с
F2-k2-2d2 3120 — 3,14-0,15.6.2.45
Выталкивание
S8 = 40 см; F3 =500 •103 = 1560 см2; t3 = — = 2,66 сек-,
ft = = 15 • 1560 • 10-3 = 23,4 дм3/сек-,
V9 = q3t3 = 23,4 . 10s • 2,66 = 62-10» см3.
При выталкивании! данной детали усилие Рз(0 резко падает
сразу после начала движения, поэтому принимается Р3(/) ~0
и р3 ~ 0.
Пауза для съема изделия
= 10 сек-, q4 = 0; V4 = 0; р4 = 0.
Обратный ход выталкивателя
ИЛ Е* 100 * 1 0» 010 « 2 И 40 О СС л.-
& = 40 см; Ff, =--------= 312 см2; t6 -------- 2,66 сек;
6 ’ 8 320 8 15
ft = 15 - 312 • 10-3 = 4,7 дм3/сек; V5 = 4,7 • 10» - 2,66 =
= 12,5 - 10»см3; рз^О.
Пауза для загрузки новой заготовки
/в = 20 сек; q6 = 0; Ve = 0; рв -= 0.
Холостой ход ползуна вниз1
s7 = 2200 — (1300 + sx) = 2200 — 1400 = 800 мм = 80 см;
/7 = -^- = 5,32 сек; q7 = 0; V, = 0; р7 = 0. * 218
1 Холостой ход совершается с потреблением жидкости из (наполнитель-
ного бака (наполнителя), а движение ползуна происходит под действием
218
Длительность рабочего цикла
Т = +12 +•. • + t7 = 16,32 + 6 + 2,66 + 10 + 2,66 +
4“ 20 -|- 5,32 = 62 сек.
Теперь определим главные параметры, энергию, затрачивае-
мую на рабочий цикл, и к. п. д. приводов.
Расчетная производительность насосов1 *
q1 = 7imax = 46,8 дм3/сек = 2810 дм3/мин\
= И, + 1',4—-Ч-И, (63)
?II _ 312 + 280+ 62 + 0-H2.S + 0 + 0 =
62
Принимаются насосы с номинальной производительностью
q\ = 3000 дм31мин, q^= 750 дм3/мин..
Энергия, затраченная на выполнение движений исполнитель-
ных механизмов пресса,
h t,
J (/) dt Н------h J ITi7 (t) dt [см. формулу (32)];
о о
^In (0 = [Pn (0 + Лрп] vn (0 Fn [см. формулу (31)].
Сопротивлением трубопроводов APn пренебрегаем.
Воспользовавшись формулами (61) и (62), получим
4,32 13,8
4j = 31200[j (49 Ч-6,10 (1,5 —0,23-0 <// +0,5 J (494-6,10^4-
L 0 4,32
16,32
4-0,5 J (— 565 4- 50,5/) Л] 4- 3120 •
13,8
42- 15-6=41,8. 106 кгс-см\
Л” = Pa^Vn [см. формулу (45)]; ра = 320 + 280 = 300 кгс/см*-,
П=1
Л}1 = Ра (Их 4- v2 4- v3 4- v5) = 300 (312 + 280 4- 62 4-
4- 12,5) 10» = 200 • 10е кгс-см.
Таким образом, в варианте с гидропневматическим аккуму-
лятором затраты энергии на выполнение движений исполнитель-
ных механизмов пресса больше в 4,8 раза.
силы веса, поэтому дъ У7, Ръ относящиеся к системе высокого давления, в
этот период равны нулю.
1 Величины, имеющие в степени цифру I, соответствуют варианту при-
вода с маховиковым аккумулятором энергии, а величины с индексом II — с
гидропневматическим аккумулятором энергии.
219
Энергия, затраченная на сжатие жидкости в главном ци-
линдре,
Лц = ЛЛ = Аи = — —-- ™а- [см» формулу (33)];
V1 = Л (sx + s7) 1,1 =31 200 (10 + 80) 1,1 = 3,1 • 10е см3.
Коэффициент 1,1 учитывает мертвый объем цилиндра:
Pimax = —565 + 50,5 • 16,32 = 260 кгс/см* [см. уравнение (62];
л 1 3,1 - 10* - 260« lne
Лп =----------------= 5,3 • 10е кгс*см.
п 2 20 000
Определим потери энергии в насосе. Принимается насос
с клапанным распределением жидкости. Мощность, расходуемая
на механическое трение, на сжатие жидкости в мертвых объемах
цилиндров насоса и внутренние утечки,
Wnto (0 = (01 + 63) и2п (/) + %ип (0 [см. уравнение (36)].
Для насоса с клапанным распределением Оз = 0,
в1 = "тк-л«7г-’ е2= [см. уравнение (35)].
1ZU сж ин
Мертвый объем цилиндра насоса VM составляет обычно
0,1—0,4 от объема жидкости, подаваемой за один оборот
вала, т. е.
1Л. ^0,25—,
где <7н — номинальная
пн — номинальное
В таком случае
„ ЛК 3000 • 10»
°.25---------„
пн 0,25
----------------пн = —
----- * 120
0X = —
1 120
20 000
производительность;
число оборотов вала насоса.
—-10*.=0,312 см6/кгс - сек;
2-10*
1—0,9
320
wH,
где 1ГИ — мощность, необходимая для нагнетания жидкости с но-
минальной производительностью qH при номинальном
давлении рн;
w = ЯнРн = '3000 • 320 = 1570 квт = 16 . 10в кгс.сл</се/с.
н 612 612
6, = • 16 • 10е = 5 • 10я см?! сек.
2 320
Согласно условию потери давления в трубах пренебрежимо
малы, поэтому un(t) ~ pn(t).
220
Теперь можем записать:
Г1ш»(0 = 0,312р2(0 + 5.10»рп(0.
Давление Pi(t) определено уравнением (62). Давление
pz(t) ~ const = 42 кгс/см2. Давление р3 = = рз = рв = Р? — 0.
Вычислим потери энергии в насосе за один цикл работы прес-
са [см. уравнение (37)]:
13,8 16,32
J (49 +6, И)2 <# + 0,312 j (—565 + 50,5/)2Л +
0 13,8
Ап = {о.312
13,8
16,32
0 13,8
+ (0,312 • 422 + 5 • 103 • 42) 6^9 • 10е кгс см.
Вычислим теперь потери энергии в насосе в случае гидропнев-
матического аккумулятора:
^ = ^(7-/о), (64)
где Т — время одного цикла работы пресса;
t0 — время работы насоса при нулевом давлении (холо-
стой ход);
постоянная мощность, затрачиваемая в насосе при
’ рабочем режиме на трение, сжатие жидкости в мерт-
вых объемах цилиндров и внутренние утечки.
Время to определяется из уравнения
<7п7’ = ^(7’-М,
откуда
(<+_ JI4
Т, (65)
Гн
где q1* —выбранная номинальная производительность насоса;
qn — расчетная производительность насоса [см. уравне-
ние (63)];
. ’750 — 645 со о7 „
г0 =---------62 = 8,7 сек.
Мертвый объем цилиндров насоса
УЛ^0,25 —.
М 1 гл
пн
Механический к. п. д. Цл» = 0,9.
Коэффициент внутренних утечек Оз
0.
221
Коэффициент потерь энергии от сжатия жидкости в «мерт-
вых» объемах цилиндров насоса
a Vm
01 =------. ——
120 Еж
1
120
0,25
750.103
20 000
«и=0,078 см&/кгс-сек.
п
Коэффициент механических потерь энергии
= 1—0,9 . = 0,1 750 • 320
320 н~ 320 ’ 612
102 - 10а = 1,25 • 10* см*/сек
= 0,078«2 (/)-{-1,25 • ю»ил(/) [см. уравнение (36)],
где ип (/) ~ ра = 300 кгс/см2 — среднее давление в аккумуляторе.
= °’078 * 3002 + !.25 * 103 ‘ 300 = 38,2 • 104 кгс-см/сек.
Энергия, потерянная в насосе за один цикл работы пресса
[см. уравнение (64)],
Л£г = 38,2 • 104 (62 — 8,7) = 20 • 10е кгс-см.
Потери энергии на внутренние утечки в аппаратуре и испол-
нительных механизмах [см. уравнения (38) — (40)] при правиль-
ном выборе конструкций аппаратуры и исполнительных механиз-
мов и качественном их изготовлении незначительны. Вычисле-
ние этих потерь не имеет дополнительных особенностей по срав-
нению с уже проделанными вычислениями.
Определим потери энергии на регулирование скорости.
Согласно условию регулирование скорости производится на
первой операции. Третья и пятая операции производятся на
уменьшенных (по сравнению с располагаемыми) стабилизиро-
ванных скоростях. Принятый метод регулирования и стабилиза-
ции скорости соответствует схеме на рис. 141, б. При таком
методе потери энергии на регулирование и стабилизацию опреде-
ляются уравнением (57). По условию третья и пятая операции
происходят при пренебрежимо малых давлениях, поэтому по-
тери Л* имеют место только на первой операции:
т *я
лv = 2 [?« J Рп (0 dt — А1п + bpnqntn ]. (66)
n=l 0
По условию Арп = 0; отсюда
I 3 • 10»
Lv =----------
60
Г1 f 8(49 + 6, И) dt + 16j32(- 565 + 50,5/) Л] —Л1Ь
1 0 13,8
причем Л|, =Л7— Л*2 = 41,8> 10е—3120-42-15-6=3 - 107 кгс-см.
В результате вычислений получаем А у = 57,8-106 кгс-см.
222
Энергия, отданная валом электродвигателя за один цикл
работы пресса,
Лг = 41,8 • 10*4-5,3 • 10*4-9 • 10*4-57,8-10*^114 • 10е кгс-см
при производительности насоса qH = 3000 дм?[мин\
Лп = 200 • 10*4- 5,3 • 10* 4- 20 - 10* = 225 - 10* кгс-см
при производительности насоса qH = 750 дм31мин.
Работа деформации штампуемой детали
А = J Р (s) ds36 • 10е кгс-см.
о
Гидравлический к. п. д. цикла
TjJI = А. . юо = 36 • 108 ioo = 31,5%;
‘е А1 114-10» ’ /0’
II —
г ~ А11
100 = 36.-106.
225 10»
= 16%.
Гидравлический к. п. д. цикла достаточно полно характери-
зует энергетические качества привода, однако решающим пока-
зателем является полный к. п. д. цикла, в котором учитываются
потери энергии в электродвигателе.
Обозначив полный к. п. д. цикла т), к. п. д. электродвигателя
т)э, мощность двигателя W, можем записать:
Ч1 ~(67)
4Z+|-----------1 )ТГ1-102Т
/
где W'p — средняя нагрузка двигателя по мощности за время Т
одного цикла.
V1 ~------Г--х------------=т(п .rtf. (68)
Ап4-( — — 1) №п • 102-Т
Vid /
Величина ца для приводов с аккумуляторами любого типа
равна значению, указанному в каталоге или на табличке выбран-
ного двигателя *. Полагая, что момент инерции маховика и ма-
1 Имеется в виду, что главные параметры аккумуляторного привода
назначены правильно, т. е. выбранная производительность насосов не боль-
ше, маневровый объем (или момент инерции маховика) не меньше расчет-
ных величин, а мощность двигателя принята без завышения. В противном
случае уменьшается, а его вычисление затрудняется.
223
невровый объем аккумулятора достаточны, можно установить
расчетные мощности двигателей:
I = 1 А1
102 * Т
^П = J 4^.
102 Т
114.10* 1Q1
--------= 181 квт\
102 • 62
_ 350
102.62
Для двигателей переменного тока мощностью более 100 кет
к. п. д. при номинальной нагрузке равен 0,87—0,90.
В итоге получаем
т]1 = 0,315 • 0,87 • 100 = 27%; W1 = 180 кет; = 3000 дм9!мин;
= 0,16 • 0,87 • 100 = 14%; Гп = 350 кет; = 750 дм*/мин.
Энергия, потерянная приводом за каждый цикл (63 сек),
Дп= — — А =А • -Lz21L=36 • 10е-2,7 = 97- 10е кгс-см;
I I
т т
ЛЯ = А - = 36 • 10е • 6,15 = 222 • 10е кгс-см.
II
Таким образом, вариант с маховиковым аккумулятором для
рассматриваемого конкретного случая, несмотря на существенно
большую потребную производительность насосов, выгоднее по
энергетическим показателям более чем в 2 раза.
Целесообразно выяснить результат и для третьего вариан-
та— насосного безаккумуляторного (индивидуального) привода.
В этом случае при известной величине энергии, израсходованной
гидравлической системой привода, задача состоит в определении
потерь энергии электродвигателем. Обозначив эти потери Ла,
•определим их величину. Порядок расчета при этом следующий.
Устанавливаем график потребляемой мощности за время цик-
ла (рис. 147) по известным из предыдущего значениям qH и рп(/):
АиГ- (49 + 6,1/); 0</<13,8;
qH 612 v '
= • Pi (0 =
612 3 • 108 565 + 50,5/); 13,8 </< 16,32;
612
W, = • р, (/) = 3-108 • 42 = 200; 16,32 < t < 22,32;
8 612 r2 v 7 612
№s^0; 22,32 </<24,98; = 0; 24,98 </< 34,98;
Ц76^0; 34,98 </<36,64; W7, = 0; 36,64 </< 56,64;
= 0; 56,64 </<62.
224
Устанавливаем по каталогу коэффициент максимальной пере-
м
грузки двигателя X, равный отношению —— . Для двигателей
переменного тока нормального исполнения при мощности
100 < W < 1000 кет коэффициент X « 2. Вводим коэффициент
запаса у = 1,24-1,3, учитывающий возможные отклонения фак-
тических графиков усилия сопротивления обрабатываемого изде-
лия от заданного. При отсутствии такого запаса незначительные
отклонения фактических графиков в большую сторону или коле-
бания напряжения в сети вызовут «опрокидывание» двигателя 1.
Далее вычисляем минимально допустимую мощность двигателя:
W = ^тах. = «270 1 25 = 795
% * 2
Выбираем из каталога ближайший больший двигатель и про-
веряем его по известному графику нагрузки по мощности на на-
грев 2. В случае неблагоприятного результата проверки на нагрев
мощность двигателя соответственно увеличивается. Принимая
двигатель мощностью Wd = 800 кет и предполагая, что резуль-
тат проверки его на нагрев при данном графике нагрузки поло^
жительный, выясним потери энергии Ад-
Излагаемый ниже возможный приближенный способ вычис-
ления Ад основывается на следующих известных по теории элек-
тропривода фактах.
1 В случае приводов с аккумуляторами опасность «Опрокидывания» дви-
гателя по указанным причинам отсутствует.
2 Методы проверки двигателя на нагрев изложены в работе [30].
8 Заказ 1299 22$
Потерянная двигателем мощность 1
IFi ~ Ло V2,
где Ло — постоянные потери, не зависящие от нагрузки двига-
теля;
kJ2 — переменные потери, определяемые нагрузкой двигате-
ля (k\ — постоянный коэффициент).
Ток; потребляемый двигателем 2,
I~I0 + k2W(t),
где k2 — постоянный коэффициент;
W(t)—переменная мощность, определяемая графиком на-
грузки;
/о — ток холостого хода.
Учитывая отмеченные закономерности, можно приближенно
вычислить потери энергии электродвигателем. Пусть — из-
вестный к. п. д. двигателя при номинальной нагрузке WH. Тогда
потерянная мощность при номинальной нагрузке
1Г1я = (—— 1)гя. (69)
\ ’Id
Активная мощность, потребляемая двигателем из сети при
холостом ходе3
IFjc = 3/0^фсоз<р0,
где /о — ток холостого хода;
cos фо — коэффициент мощности холостого хода;
U# — напряжение на фазах двигателя.
/о и cos фо обычно заданы в каталогах, U$ заранее известно.
При отсутствии этих данных можно принимать
— (70).
Основываясь на изложенных зависимостях, можно записать
выражение для потерянной мощности в функции времени:
Коэффициент k3 легко определить из уравнения
1к ~ ^10 + ^3^«»
откуда
1 См. работу (30], стр. 70.
* См. работу (30], стр. 65.
3 Имеется в виду трехфазный двигатель.
(72)
226
При отсутствии точных данных о величине WT 0
(73)
Для рассматриваемого примера
ks^ —-G'.87—0. =122. 10-6 кет-1;
8 800
ITio ~ 0,35IFi„ = 0,35 — 1W = 0,35.0,15 • 800 = 42 (кет).
\ /
Энергия, потерянная двигателем за один цикл работы пресса,
\т
Ад = W10T + k8 J Г2 (t) dt^ 42 • 63 • 102 + 122 • 10~6 x
о
X 102 (4452 • 13,8 + 9602 • 2,48 + 2002 • 6) 93 • 10е (кгс-м),
где 445, 960 и 200 средние значения W(t), взятые из графика
(рис., 147).
Коэффициент полезного действия цикла
4=-/—• (74)
Подставляя значения величин, получим
Таким образом, к. п. д, цикла при насосном приводе без ма-
ховика оказался, естественно, ниже, чем с маховиком, но не-
сколько выше, чем для привода с гидропневматическим акку-
мулятором. Однако здесь необходимо учитывать следующее
важное обстоятельство. В случае применения для привода асин-
хронных двигателей последние при холостом ходе имеют очень
низкий коэффициент мощности (cos ф) и ухудшают коэффици-
ент мощности питающей электросети в целом; это вызывает уве-
личение токовых нагрузок на всех подключенных к данной сети
потребителях электроэнергии, от которых требуется работа при
заданной мощности, т. е. в потребителях энергии увеличиваются
потери мощности.
Если учитывать этот факт, то для случая применения асин-
хронных двигателей следует считать потерянной не активную
мощность, забираемую из сети при холостом ходе двигателя,
227
8*
а всю потребляемую двигателем при холостом ходе «условную»
мощность
псл=
Значение тока холостого хода двигателя дано в каталогах.
Обычно условная мощность составляет 0,2—0,3 от номинальной
мощности двигателя. При такой мощности получаем следующую
величину потерянной энергии за время /Х1 холостого хода дви-
гателя:
Лд^0,25й7к/хх-102 = 0,25.800(62 — 22) .102 = 8.10® кгс-м-
при этом к. п. д. привода будет иметь значение1
т]= ------------------------ 100% = 14%.
11,4-1О 4-8-10® + 6,6 - 10® /0 /0
В приводах с аккумулятором двигатель постоянно2 работает
при номинальной мощности, т. е. при коэффициенте мощности,
близком к единице, и отмеченные увеличенные потери энергии
из-за недогрузки двигателя отсутствуют. Следовательно, вариант
индивидуального привода с асинхронными двигателями3 не име-
ет в рассмотренном частном примере преимуществ по расходу
энергии по сравнению с вариантом привода с гидравлическим
аккумулятором и уступает последнему по величине установлен-
ной мощности двигателя.
Рассмотренный пример наглядно показывает необходимость
проведения сравнительного количественного анализа затрат
энергии при выборе типа привода. Приведенные в этом разделе
формулы позволяют осуществить такой анализ, установить при-
чины потерь энергии и, следовательно, наметить пути их сокра-
щения. В связи с тем что в литературе по гидравлическим при-
водам отсутствует систематизированный метод определения за-
трат энергии, а также учитывая некоторую трудоемкость счетной
работы при пользовании изложенным поэлементным методом
определения этих затрат, ниже выводим формулу, по которой
можно более удобно определить затраты энергии исполнитель-
ным механизмом, а также потери энергии в насосе и регуляторе
скорости.
Формула для определения суммарных затрат энергии
на движение исполнительного механизма и потери
в гидравлической системе
Эта формула относится только к насосным безаккумулятор-
ным и насосно-маховиковым приводам, так как для приводов с
гидравлическим аккумулятором определение затрат энергии не
представляет труда.
1 Третье слагаемое в знаменателе — потери энергии в двигателе при на-
грузке.
2 При условии правильно определенных параметров привода.
3 Синхронные двигатели не имеют этого недостатка; они могут даже
улучшать при холостом ходе коэффициент мощности электросети.
228
Пусть n-я операция происходит с регулированием или со ста-
билизацией скорости исполнительного механизма, причем уста-
новка регулятора или стабилизатора скорости осуществлена в
соответствии со структурной схемой, изображенной на рис. 141, б.
В таком случае затраты энергии на перемещение механизма,
а также потери энергии в насосе и в регуляторе скорости выра-
зятся для этой операции следующими формулами1:
^n = M[Pn(0 + Apnl^(0d/;
О
Ль = е2 рп (0 dt + (0, + 03) и <0
о о
О
Учитывая, что un(t) « pn(t), просуммируем записанные ра-
венства:
4. + V + ~ («. + '[ Р. (О Л +
б
+ (01 + 0з)/к(Ол + Др„9Л-
О
Обозначив А*п + Л*Пд + = A^t)n9 окончательно записы-
ваем:
t
П п.
А^П ~ (Чн + 02) J Рп (0 dt + (0, + Оз) f Pl (t) dt + \pnqH tn. (75)
0 0
В приведенных формулах:
qH — номинальная производительность насоса (насосов);
Дрп — потеря давления на сопротивление трубопровода;
Fn — рабочая площадь плунжера (поршня), действующего
при п-й операции;
Рп(0—давление в цилиндре при n-й операции.
Значения остальных букв расшифрованы в формулах (31),
(35), (36) и (56).
Формула (75) справедлива как для операций с регулирова-
нием (стабилизацией) скорости2, так и без регулирования ско-
рости и, следовательно, она является общей. В таком случае
1 См. также формулы (31), (35) и (56).
2 В случаях регулирования (стабилизации) скорости будет увеличивать-
ся верхний предел tn интегралов.
229
затрата энергии гидравлической системой привода за один пол-
ный цикл
т *п т *п
^=(^+03)2 Jp„(o^+(9i+%)2 Jp«(o^+
л=1 0 О
т т h tn
+ ДР^Л + V„p2n + 2 Ъ j Рп (0 dt, (76)
л= I л= I л=/ О
где Еж — модуль упругости жидкости;
Vn—объем жидкости в n-м цилиндре в конце хода;
In — коэффициент, расшифрованный в формуле (39).
Пользование формулой (76) позволяет существенно сокра-
тить количество счетной работы при определении Л1.
Для случая применения насосов с клапанным распределени-
ем, работающих при давлениях до 300—400 кгс!см2, 0з~О, 0i~
~ 0. В большинстве случаев при рационально сконструирован-
т
ном трубопроводе у, kpnFntn также пренебрежимо мала по
п=1
сравнению с прочими слагаемыми. В этих случаях
tn tn It *п
+ Оз) У J Рп (0 dt + У УЛ + У У Р2п (0 dt.
zi=l О zi=l п—1 0
Случаи применения цилиндров с уплотнением поршня мето-
дом точной посадки встречаются редко, поэтому вычислять
третью сумму, как правило, также не приходится. Формула (76)
сохраняет силу и для случаев, когда регуляторы (стабилизато-
ры) скорости включены по первому способу, т. е. в соответствии
со структурной схемой, изображенной на рис. 141, а. Для этих
случаев pn(0 = Рп(Отах = const, и поэтому формула (76) мо-
жет быть записана в более простом виде:
А = + о,) s яЛ + (в. + в.)
Л=1 П=1
т т h
+2 +ж; 2 v'"p"+1] W'.-
Л=1 П»1 П=/1
15. СВОЙСТВА И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
ПРИВОДОВ С ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ И ОБЪЕМНЫМИ НАСОСАМИ
Центробежные насосы имеют следующие важные преимущест-
ва по сравнению с объемными насосами:
1. Отсутствуют поршни и клапаны, подверженные износу
и требующие точных посадок, надежных уплотнений и высокой
чистоты рабочей жидкости.
230
2. Характеристика Q — р насоса такова, что даже при рабо-
те на перекрытый нагнетательный трубопровод развиваемое им
давление ограничено постоянной безопасной для насоса величи-
ной. В связи с этим в гидравлических приводах*, оборудованных
центробежными насосами, не требуются предохранительные кла
паны.
3. Мощность, потребляемая насосом при работе на перекры-
тый трубопровод, ниже мощности, потребляемой при работе
с номинальными значениями р и Q. В результате свойств, опи-
санных в пп. 2 и 3, дроссельное регулирование скорости гидрав-
лических приводов, оборудованных центробежными насосами,
осуществляется проще, надежнее и с меньшими потерями энер-
гии по сравнению с приводами от объемных насосов.
4. Эксплуатационная надежность центробежных насосов, как
правило, значительно выше надежности объемных насосов.
Для главного привода гидравлических прессов центробеж-
ные насосы применяются пока в единичных случаях. Это объяс-
няется в основном отсутствием конструкций центробежных насо-
сов высоких давлений с малыми номинальными производительно-
стями. Однако в диапазоне высоких производительностей (более
2 м3/мин) имеются центробежные насосы на давление до
200 кгс!см2. Поэтому в соответствующих случаях (привод быст-
роходных гидравлических прессов) необходимо учитывать воз-
можность применения центробежных насосов высокого давления.
Задача рационального распределения координатной плоскости
о — Q между объемными и центробежными насосами в общем
виде представляет предмет отдельного исследования, выходяще-
го за рамки данной книги. Однако в конкретных случаях сравни-
тельный анализ динамических, энергетических и эксплуатацион-
ных качеств системы при оборудовании ее объемным или центро-
бежным насосом позволит вполне определенно установить наи-
лучший вариант.
При этом анализе основными определяющими показателями
являются следующие:
1) время рабочего хода в зависимости от кривой Р = P(s)
рабочего сопротивления, время обратных движений и в резуль-
тате время полного цикла;
2) энергия, израсходованная на рабочий ход и на полный
цикл;
3) энергия, расходуемая при паузах без остановки двига-
теля;
4) эксплуатационная надежность и затраты на обслужива-
ние привода.
Чтобы установить первый и второй показатели, необходимо
предварительно выявить особенности центробежного насоса при
использовании его для привода гидравлических исполнительных
механизмов.
231
Статическая характеристика системы
центробежный насос — трубопровод — исполнительный
механизм
В отличие от объемных насосов постоянной производительно-
сти, имеющих достаточно жесткую характеристику Q = f(p) ~
~ const, центробежные насосы имеют характеристику (рис. 148
тробежного насоса ления
скорости поршня в случае объемного насоса и не учи-
тывающая изменения давления в системе по пути дви-
жения; в рассматриваемом случае становится непри-
годной L
Пусть Рш = Рш($) — известная функция, описывающая изме-
нение силы, приложенной к штоку поршня (плунжеру). Если пре-
небречь сопротивлением трубопровода от насоса до рабочей по-
лости цилиндра и силами инерции движущихся деталей, то дав-
ление, возникающее в рабочем цилиндре по пути прессования,
Р(5) = 4-Рш(8),
__________ Гр
1 Эта формула даже в применении к объемным насосам постоянной про-
изводительности в ряде случаев оказывается слишком грубой, так как она
не учитывает сжимаемость жидкости (см. раздел 17).
232
а скорость поршня в соответствующей точке пути
V(S)~_^Q= ‘ (р)= 1 [p(s)K • (77)
Гр Гр Гр
где ф(р) —функция, заданная характеристикой центробеж-
ного насоса (рис. 149);
р = p(s)—давление в рабочей полости цилиндра.
Обычно в каталогах центробежных насосов приводится харак-
теристика р = f(Q) (рис. 148), тогда характеристика Q = ф(р)
(рис. 149) может быть найдена простейшим построением по
точкам. Крутизна характеристики и конечные значения Q и р
зависят от конструкции насоса, однако характеристикам всех
насосов присуща критическая точка ркр, достигнув которой кри-
вая на рис. 149 идет влево, а кривая на рис. 148 — вниз.
Когда давление р в системе поднимается до критической точ-
ки, происходит мгновенное прекращение подачи жидкости насо-
сом и, следовательно, мгновенная остановка поршня. Таким об-
разом, действие критической точки с внешней стороны аналогич-
но действию предохранительного клапана объемного насоса.
Однако в существе происходящих при этом процессов имеются
глубокие различия, а именно: центробежный насос в критиче-
ской точке перестает выдавать жидкость, а потребляемая им
мощность существенно падает по сравнению с номинальным
значением, в то время как объемный насос при включившемся
предохранительном клапане продолжает выдавать жидкость
(через клапан), а потребляемая им мощность достигает макси-
мального значения.
Отметим еще одну, более тонкую и одновременно более важ-
ную особенность критической точки. Если давление в системе
достигнет величины ркр + Др, где Др положительно и как угодно
мало, то насос мгновенно прекратит подачу жидкости и возоб-
новит ее только тогда, когда давление в системе упадет до вели-
чины ро — Др, причем в этот момент подача жидкости насосом
возникнет мгновенно (скачком) до величины Qo. В специальных
случаях этой особенностью центробежных насосов можно вос-
пользоваться для создания механизмов пульсирующего движе-
ния. В обычных случаях, требующих плавного движения поршня,
ее необходимо учитывать во избежание возникновения неустой-
чивого (пульсирующего) режима работы привода.
Учитывая особую практическую важность этого вопроса, не-
обходимо выяснить вид нагружающих поршень функций P(s),
которые могут вызвать неустойчивый (пульсирующий) режим
работы насоса и, следовательно, всего привода (насос — трубо-
провод— поршень) в целом. Пример одной из таких функций
приведен на рис. 150. Исполнительный механизм, у которого на-
грузка Р($) на поршень изменяется, при применении центробеж-
233
ного насоса, в соответствии с этой функцией, приведен на
рис. 151.
Если сопротивление сливного трубопровода из тормозной по-
лости цилиндра (рис. 151) таково, что в рабочей полости ци-
Рис. 150. Характер нагрузки на
поршне, вызывающей пульсирую-
щий режим работы привода с цен-
тробежным насосом (Кхр=РкрРр-,
Ро = PoFp)
Рис. 151. Система, в которой на-
грузка на поршень может изме-
няться в соответствии с графиком
на рис. 150:
/ — дроссель; 2 — тормозная полость
цилиндра; 3 — рабочая полость ци-
линдра; 4 — поршень; 5 — центробеж-
ный насос
линдра при производительности напорного потока жидкости
Q < Qkp создается давление р > ркр, то возникнет режим пуль-
Рис. 152. Характер нагрузки на пор-
шень при пульсирующем режиме ра-
боты привода с центробежным насо-
сом (в случае установки обратного
клапана на напорной магистрали)
ратном перемещении поршня ।
питательный бак.
сирующего движения поршня.
В момент /и когда давление
в напорном трубопроводе дос-
тигнет значения ркр, насос пре-
кратит подачу до момента
пока давление в рабочей поло-
сти цилиндра не снизится до
величины р0. За время (t2—Л)
поршень под действием упру-
гих сил жидкости в тормозной
полости цилиндра совершит
незначительное перемещение
s06 в обратном направлении
(рис. 150). Жидкость из рабо-
чей полости цилиндра при об-
дет вытесняться через насос в
Если на напорной магистрали установить обратный клапан,
исключающий обратное движение жидкости из рабочей полости
цилиндра, то функция P(s) несколько изменит форму (рис. 152),
но режим пульсирующего движения поршня не исчезнет. За вре-
мя (t2— Л), соответствующее нулевой подаче насоса, поршень
перемещается в прямом направлении на некоторую величину syn>:
234
соответствующую упругому расширению жидкости в рабочей
полости цилиндра от давления ркр до давления р0, после чего
возникнет очередной импульс подачи насоса и соответственно
очередной импульс движения поршня.
Рассмотренные режимы пульсирующих движений, сопровож-
дающиеся ударами и вибрацией всей системы, могут возникать
при совершении исполнительными механизмами обратных ходов,
поскольку при этом Fp обычно много меньше FT (FT — тормоз-
ная площадь поршня) и достаточно небольшой производительно
сти Q насоса, чтобы в напор _____________
ной (рабочей) полости цилин-
дра давление достигло вели-
чины р-кр.
Пульсирующий (неустой-
чивый) режим движения пор-
шня возникает неизбежно, ес-
ли за счет дросселя 1 (рис.
151) снизить скорость поршня
до величины v < vKp, где
vKP = ^> (78)
Гр
здесь QKP — значение крити-
ческой производительности на-
соса.
Схема, допускающая сни-
Рис. 153. Схема привода с центро-
бежным насосом, исключающая воз-
никновение пульсирующих режимов
работы насоса:
1 — дроссель настройки скорости
поршня; 2 — дроссель настройки дав-
ления насоса
жение скорости поршня до лю-
бой меньшей vKp величины без возникновения пульсирующего ре-
жима, приведена на рис. 153. Эта схема позволяет установить
какую угодно малую скорость (за счет дросселя /) и при этом
обеспечить в рабочей полости давление рР<ркр, т. е. обеспечить
устойчивый режим движения поршня. При этом с увеличением
рр будет уменьшаться потребление энергии насосом. Если при
полностью перекрытом дросселе 1 настроить дроссель 2 на дав-
ление ро, то затем при любых регулировках дросселя 1 гаранти-
руется устойчивый режим работы системы. Наименьшее потреб-
ление мощности при этом будет в том случае, когда дроссель 1
настроен на нулевую скорость поршня. Заметим, что объемный
насос при такой настройке дросселя 1 потреблял бы наиболь-
шую мощность.
Энергетические показатели системы центробежный насос —
гидравлический исполнительный механизм можно дополнитель-
но улучшить, если вместо дросселя 2 установить предохрани-
тельный клапан, настроенный на давление, чуть меньшее ро. При
этом по-прежнему гарантируется устойчивость работы системы
при любых скоростях движения поршня и одновременно ликви-
235
дируются потери энергии при скоростях движения поршня
v > vQi где у0 = —; Qo — производительность центробежного
насоса при приближении к точке р0 слева (рис. 149). Следует
заметить, что при приближении к точке р0 справа производи-
тельность Qo = 0 До тех пор, пока давление в системе не пони-
зится до значения р<р0. Замена дросселя 2 (рис. 153) клапа-
ном позволяет при скоростях поршня v > у0 прекратить частич-
ный сброс жидкости из напорной магистрали на слив и,
следовательно, ликвидировать соответствующую потерю энергии.
В случаях, когда FT много меньше Fp, регулирование скоро-
сти поршня может производиться путем установки дросселя на
Рис. 154. Схема с дросселем на напорной
магистрали:
1 — дроссель настройки скорости поршня;
2 — клапан устойчивости системы
напорной магистрали,
т. е. аналогично систе-
мам с объемным насосом
(рис. 154). Однако и в
этом случае полному пе-
рекрытию дросселя 1 со-
ответствует наименьшая
потребляемая приводом
мощность, тогда как в
системах с объемным на-
сосом в этом случае по-
требляется наибольшая
мощность. Уместно заме-
тить, что клапан 2 (рис.
154) предохраняет систе-
му не от перегрузки, а от
неустойчивого режима
работы. Пропускная спо-
собность этого клапана
может выбираться не по номинальной производительности QM, как
это делается в системах с объемными насосами, а по значитель-
но меньшей производительности Qo (рис. 149), т. е. по минималь-
ной производительности устойчивого режима работы насоса.
Типовая схема гидравлического привода (рис. 155), состав-
ленная с учетом изложенных выше особенностей характеристики
центробежного насоса, по структуре не отличается от типовой
схемы привода с объемным насосом, однако назначение аппара-
тов, регулирующих режим работы системы, и их влияние на
потребление энергии существенно меняется. В частности, кла-
пан 5 предохраняет систему не от перегрузок, а от неустойчи-
вого режима работы системы, причем чем сильнее будет
затянута пружина клапана 5, тем меньшую мощность будет по-
треблять насос, если перекрыть напорную магистраль.
Дроссель 1 и клапан 4 предназначены не только для регу-
лирования скорости поршня, но и для ограничения потребляемой
236
насосом мощности, причем, ограничение потребляемой мощности
достигается ограничением открываемой щели дросселя (клапа-
на). Таким образом, в случае применения центробежного насоса
для привода гидравлических исполнительных механизмов целе-
сообразно:
1) ограничить минимальную производительность насоса вели-
чиной Qmin Qo (рис. 149) за счет установки клапана, настроен-
Рис. 155. Типовая схема гидравлического привода с центро-
бежным насосом:
1 — дроссель регулирования скорости и ограничения потребляемой мощ-
ности при движении влево; 2 — обратный клапан; 3 — винт регулирова-
ния скорости и ограничения потребляемой мощности при движении впра-
во; 4 — сливной клапан; 5 — клапан устойчивости системы; 6 — распре-
делитель жидкости (в случае одинаковых площадей поршня справа и
слева клапан 4 целесообразно аннулировать, а для регулирования скоро-
сти хода вправо ввести дроссель и обратный клапан, изображенные
пунктиром)
ного на давление р — условие устойчивости системы (при-
вода);
2) ограничить путем дросселирования максимальную произ-
водительность насоса величиной Qmax Qa, где Qa—
производительность, соответствующая максимально допустимой
нагрузке двигателя.
Величину Qa легко установить по кривой потребляемой мощ-
ности (рис. 148, кривая IF), приводимой в каталогах центробеж-
ных насосов, и по известной мощности выбранного электродви-
гателя.
Условие Qmax Qa можно назвать условием защиты
двигателя. В промежутке Qo С Q < Q.* функция Q =
(рис. 149) мало отличается от прямой и, следовательно, ее
237
аналитическое выражение может быть записано линейным урав-
нением:
где QT = Qx + рЛ;
Q = QT — kp, 1
i
k __ 0,л Qo .
Ро Рл
(79)
Ро— наибольшее давление, определяемое настройкой кла-
пана 5 (рис. 155) и соответствующее границе гаран-
тированной устойчивости системы центробежный
насос — трубопровод — исполнительный механизм;
рл—наименьшее давление, при котором характеристика
Q = ф(р) (рис. 149) еще остается линейной.
Выполнение условия защиты двигателя от перегрузки, как
правило, будет приводить к неравенству рд> Рл, где рд — мини-
мальное допустимое по мощности двигателя давление. В этих
случаях работа системы будет происходить в интервале давлений
[раРо], соответствующем линейному участку характеристики на-
соса. Пусть Pm(s) = Рш\ = const — постоянная внешняя сила,
приложенная к штоку поршня (рис. 155), движущемуся, напри-
мер, слева направо с некоторой постоянной скоростью v (уста-
новившееся движение).
Введем следующие обозначения:
рп — давление в тормозной (правой) полости ци-
линдра;
Рр\ — давление в рабочей (левой) полости;
FTi и FPi — тормозная и рабочая площади поршня при его
движении слева направо;
fi — площадь щели дроссельного клапана, соответст-
вующая скорости v движения поршня;
g — ускорение свободного падения;
р ~ 0,6 — коэффициент расхода при течении жидкости че-
рез щель клапана;
у — объемный вес жидкости.
При установившемся движении силы, действующие на пор-
шень, связаны следующим уравнением:
+ Priori = Pp\?pv
Давление ртХ в тормозной полости определяется скоростью
течения жидкости через щель fi дроссельного клапана
/ F \2
Т)
У
2gp* ’
238
Тогда из уравнения (80)
Рш1 । ( „рт\ V рт\ V
₽' Fpl h ) 2g^Fpl
(81)
При рационально спроектированном трубопроводе его со-
противление^ пренебрежимо мало по сравнению с сопротивлени-
ем регулируемых дросселей L В таком случае давление на нагне-
тательном патрубке насоса р « pPi. Из уравнения (79) находим
Qt
где Рт = V
k
— теоретический максимум давления насоса, полу-
чаемый путем продолжения линейной части дей-
ствительной характеристики насоса до пересече-
ния с осью абсцисс (рис. 149).
Приравнивая правые части уравнений (81) и (82), находим
2/г , ч
F £С1
(83)
где
FT&
Рш\ = —давление в рабочей полости, вызванное дейст-
вием внешней силы Ршь приложенной к штоку.
Формула (83) является аналитическим выражением статиче-
ской характеристики системы центробежный насос — трубопро-
вод— гидравлический исполнительный механизм при движении
поршня слева направо. При установившемся движении поршня
справа налево (рис. 155) силы, действующие на поршень, связа-
ны уравнением
Рш2 = Pp2Fp2, (84)
где РШ2 — постоянная сила, приложенная к штоку поршня, дви-
жущемуся справа налево;
Рр2 — давление в рабочей (правой) полости цилиндра;
fp2 — рабочая площадь поршня при его движении справа
налево.
1 В противном случае резко снижается эффективность регулирования.
239
Если это движение происходит со скоростью и, то давление
на нагнетательном патрубке насоса
\ h I 2g^ ’
гр2
(85)
где f2 — площадь щели дросселя при ходе поршня влево.
Противодавление в тормозной полости цилиндра при Fr2<Fp2
и при отсутствии дросселя на сливе из этой полости пренебре-
жимо мало и поэтому в формуле (85) не учитывается. Из урав-
нения (82) имеем
Р=*РТ~ T'vFp2' (86)
Приравнивая правые части уравнений (85) и (86), находим
' г=с’[/1+Д^-',-) -*
О Piu2 < Ро
где
Г _ . „ _ Рш2 .
Ь2 — 77 » Рш2 — 7;
kPp2y Рр2
(87)
Формула (87) отражает статическую характеристику систе-
мы центробежный насос — трубопровод — цилиндр при ходе
поршня влево. Характеристики системы при ходе вправо и при
ходе влево отличаются лишь числовыми значениями величин
C*i, С2, FPi, Fp2.
На основании формул (83) и (87) можно выразить харак-
—> ч—
теристики v = <р(Рш) и v = ф(Рш) в виде двух графиков, нане-
сенных на общей координатной сетке. При подстановке вместо
Рш = const функции Piu(s), отражающей изменение внешней на-
грузки на шток поршня по мере его хода, легко получить для
каждого конкретного графика нагрузки кривые скоростей порш-
ня при ходе вправо и при ходе влево.
Дальнейший анализ существенно упростится, если выражение
(83) и (87) линеаризировать.
Можно применить, например, следующий порядок линеари-
зации:
1) вычислить значения Vi и v2, соответствующие давлениям
Рш ~~ 6 И Рш == Ро, .
2) определить угловой коэффициент kn линеаризированной
характеристики привода (рис. 156): 88
_ Р1 —”2 .
(88)
240
3) записать уравнение хорды, соединяющей точки О, V[ и pQt
v2 (рис. 156):
= V1 knPlU'
4) определить давление рш.х (рис. 156), соответствующее
максимуму разности (и — ух)*:
Рис. 156. Пример линеаризации стати-
ческой характеристики системы для
заданного направления движения
поршня:
/ — точная характеристика; 2 — линеа-
ризированная характеристика
Рис. 157. Полная линеари-
зированная статическая ха-
рактеристика системы
5) ВЫЧИСЛИТЬ максимум полуразности \V=-^-(V— t>x)max
и установить начальную координату линеаризированной харак-
теристики привода (системы):
vA1 = 4- Д»; (90)
6) записать уравнение линеаризированной характеристики
привода:
^, = ^1 — ^- (91)
Максимальная погрешность, возникающая при замене точной
характеристики линеаризированной,
♦ Для этого записывают развернутое выражение функции (о —их) и из
d(v — vx) л
уравнения —--------- = 0 определяют искомое значение рш = рш.х.
Лрш
241
Руководствуясь приведенным порядком вычислений, легко
получить линеаризированные статические характеристики систе-
мы для правого и левого движений поршня (рис. 157). Прием
линеаризации позволит существенно упростить вычисление вре-
мени движения поршня в случаях, когда внешняя сила Pm(s),
действующая на шток поршня, переменна. В этих случаях нужно
линеаризировать аналогичным образом и функцию Pm(s):
P^^P + bs, (92)
где В — начальное значение,
b— угловой коэффициент линейного выражения функции
Рш(з)-,
записать выражение для давления рш:
рш = ^ = В1 + М (93)
fp
записать выражение для скорости поршня:
Ч. = °Л1 — kn (В. 4- bxs); (94)
из уравнения
= (УЛ1 — knBJ~ V1S
at
определить время движения поршня1:
t =----?---log-------------------- (95)
V1 0,4343 6 (v^-kM-k^s
Потребляемая энергия
При определении энергии, израсходованной насосом за вре-
мя движения поршня, могут иметь место, в зависимости от сте-
пени дросселирования трубопровода и вида функции
четыре случая:
1. Постоянный режим работы насоса при давлении ро (на ко-
торое настроен клапан устойчивости системы) на всем пути
поршня. В этом случае израсходованная насосом энергия
А = (96)
где WQ — мощность, потребляемая насосом при давлении ро»
устанавливаемая непосредственно из кривой W
(рис. 148), приводимой в каталожной характеристике
центробежного насоса;
t — время движения поршня на пути s [вычисляется по
формуле (95)].
1 См. стр. 214.
242
Коэффициент полезного действия системы при выполнении
данного движения
где А—энергия, израсходованная насосом;
Ап — площадь линеаризированного или фактического гра-
фика функции Pm(s), т. е. полезная работа.
2. Постоянный режим работы насоса при постоянном давле-
нии р < ро. Такой режим может быть только в том случае, когда
Pm(s) = const = В, что обычно имеет место при осуществлении
обратных ходов. В этом случае [см. формулу (94)]
. В
°л~иЛ1—кп—.
Fp
Соответствующая этой скорости производительность насоса
Q = VjJFp. При известном значении Q мощность W, потребляе-
мая центробежным насосом, определяется по каталожной кри-
вой W. Время движения поршня
Израсходованная энергия
A = Wt.
Коэффициент полезного действия системы при выполнении
данного движения
где Ап = Bs.
3. Переменный режим работы насоса на всем пути s поршня.
Такой режим будет иметь место в тех случаях, когда Pui(s) пе-
ременна и когда давление р на нагнетательном патрубке насоса
меньше ро на всей длине хода s. В этом случае время t опреде-
ляется формулой (95). Производительность насоса Q изменяет-
ся пропорционально [формула (94)], т. е.
Q («) = Fp l(4*i — — £„6iS].
По графику Q(s) легко на основании каталожной кривой W
построить график мощности IF(s), потребляемой насосом на
пути s. Площадь этого графика, поделенная на путь s, даст
среднюю мощность JFcp, расходуемую при данном движении.
Израсходованная энергия
А = Wcpt.
243
где Qo — производительность
Коэффициент полезного действия
А
т‘= Т ’
где Ап — площадь графика функции Рш(«).
4. Смешанный режим работы насоса. Такой режим имеет
место в тех случаях, когда Рш(з) переменна и когда на некото-
рых интервалах пути s скорость
Qo
насоса, соответствующая давле-
нию ро, на которое настроен клапан устойчивости
системы.
Разбив путь s на интервалы переменного и постоянного ре-
жимов, устанавливаем для каждого интервала время t и энер-
гию Л, пользуясь способами, из-
ложенными для случаев 1, 2 и 3.
Просуммировав найденные tn А,
находим полное время и полную
энергию, потраченную на данное
движение. ~
к. п. д.
Рис. 158. Клапан полной разгрузки
центробежного насоса:
1 — питательный бак; 2 — нагнета-
тельный трубопровод; 3 — всасываю-
щая магистраль; 4 — магистраль уп-
равления; 5 — клапан
При известном А
А
где Ап — площадь графика функ-
ции Pm(s).
Таким образом, формулы и
способы, позволяющие опреде-
лять скорость, время и затрачен-
ную энергию при движениях
поршня от центробежного насо-
са, установлены.
5. Энергия, затраченная при
паузах (при остановленном поршне). Имеем в виду, что насос
при паузах не выключается, а нагнетательный трубопровод от-
делен от сливной магистрали распределителем, установленным
в позицию «стоп». При этом давление на нагнетательном пат-
рубке насоса p=pQ определяется настройкой клапана устойчи-
вости системы. При известном Ро соответствующая производи-
тельность Qo и потребляемая мощность Wq определяются из ка-
таложной характеристики насоса. Энергия, расходуемая при па-
узах,
где tn — время паузы.
244
Расход энергии при паузах можно резко уменьшить, если
дооборудовать систему простым устройством (рис. 158). При
паузах, одновременно с переключением распределителя жидко-
сти в позицию «стоп», клапан 5 отделяет всасывающий патрубок
насоса от питательного бака. При этом жидкость, ранее запол-
нявшая насос, выбрасывается в питательный бак, после чего
рабочие колеса насоса вращаются, практически не потребляя
энергии. Одновременно с включением распределителя жидкости
в рабочую позицию клапан 5 опускается и сообщает всасываю-
щий патрубок насоса с питательным баком. Насос при этом вво-
дится в рабочий режим. Плавность ввода насоса в работу до-
стигается коническим переходом на нижней полке клапана 5. Та-
ким образом, формулы и способы для определения v, t. W, А
установлены для всех периодов, а следовательно, и для рабоче-
го цикла системы в целом.
Динамические характеристики приводов
с центробежными и объемными насосами
В тех случаях, когда подвижные массы велики, а рабочая
плойхадь Fp поршня мала, выведенные выше формулы, не учи-
тывающие эти массы, могут давать существенную погрешность.
Эту погрешность необходимо оценивать и в оправданных слу-
чаях вводить подвижные массы в расчет. Поскольку перепад
давлений на дросселе пропорционален квадрату скорости порш-
ня, дифференциальные уравнения, описывающие движение порш-
ня, оказываются не линейными и не разрешимыми в элементар-
ных функциях. Их можно решать, конечно, числовыми методами,
что практически приемлемо лишь при наличии счетно-аналити-
ческих машин и умении оперировать с ними. Если же при рас-
смотрении данного вопроса воспользоваться линеаризированны-
ми характеристиками системы насос — трубопровод—поршень—
нагрузка, то дифференциальные уравнения, описывающие дви-
жения поршня, окажутся линейным уравнением второго порядка
с постоянными коэффициентами, которые легко решаются в эле-
ментарных функциях по заранее известным правилам ([35], [38]).
Пусть ил = иЛ1 — knpm [формула (91)] — линеаризированная
характеристика системы (привода) для хода поршня, например,
вправо; Рш(з) = В + bs [(формула (92)] — линеаризированный
dv
график внешней силы, действующей на шток поршня; т • — =
= т — силы инерции масс, движимых поршнем. В таком
случае
Р. = ^-(в + * + ™-£-) <97>
Fp \ dt /
245
и, следовательно, уравнение (91) приобретает вид
v t — ~т~ — v,i--— (в + bs + tn .
dt л Fp\ dt* I
Для дальнейшего его удобнее записать так:
d*s _[р_
dt* "1‘ knm
ds , b n 4
---------s = D-
dt m
(98)
здесь т — масса подвижных частей;
b — угловой коэффициент линеаризированного графика
силы Рш(з);
где kn — абсолютная (положительная) величина углового ко-
эффициента характеристики системы (привода);
Vjii — начальная ордината линеаризированной характери-
стики системы;
В — начальная ордината линеаризированного графика
СИЛЫ Pm(s).
Далее следуем правилам решения линейных дифференциаль-
ных уравнений второго порядка с постоянными коэффициента-
ми и постоянной величиной в правой части.
Записываем характеристическое уравнение:
Х2 + 2^к+А = о. (99)
knm т
Корни характеристического уравнения
Как известно, вид и характер искомой функции, являющейся
решением уравнения (98), определяется знаками корней М и
Проанализируем возможные комбинации знаков корней и уста-
новим для них функции, описывающие движение поршня.
I. Внешняя сила Рш($), действующая на поршень, описы-
вается возрастающей функцией, и, следовательно, b > 0. При
этом возможны следующие случаи:
1) f—Г>4.
' I QL ГП *
у ^kfitn J
следовательно, Лг < М < 0. т. е. корни характеристического урав-
нения (99) вещественны, отрицательны и различны.
246
Искомая функция (решение уравнения 98) при этом имеет вид
s = C1e^+C2e^+—m-,
ь
v=^ = C1X1^ + C2)^.
Произвольные постоянные С\ и С2 определяются изначальных
условий, а именно при t = 0, s = 0, v = 0. После простейших вы-
числений Cj, С2 и подстановки значения D получаем следующие
выражения для s и и:
knD}Fp(,
Fp / knb \ Kg — Xj
v = (ул1 — -^2- (еМ_
Л1 Fp JknbX2-^ ’
Раскрывая значение сомножителя
получаем
и = (о,, — s'!---------------(с>.< — г»«
т’ 1
Формулы (100) и (101) позволяют определять скорость и вре-
мя движения поршня с учетом движущихся масс, т. е. они яв-
ляются динамическими характеристиками системы насос — тру-
бопровод — цилиндр — внешняя сила.
Обозначив ------ 1 = km
окончательно записываем:
v = (ул1 — в) kme^ [ 1 — е(Х>—*«>‘J (102)
\ FP )
Поскольку в формуле (101) скорость поршня выражена в
функции времени, то для построения графика скорости на за-
данном пути s необходимо с некоторого момента t начать парал-
лельные вычисления по формуле (100), чтобы установить время
движения ta, соответствующее заданному пути s. В итоге этих
вычислений время прохождения поршнем пути s и его скорость
в каждый момент движения будут установлены. При известном
247
графике скорости поршня автоматически выявляется и график
производительности насоса. На основании графика производи-
тельности насоса по его каталожной характеристике строится
график мощности. Энергия, израсходованная на совершение хо-
да поршня,
А = Wcpts.
Величина средней мощности Wcp устанавливается путем де-
ления величины площади графика мощности на величину t8.
Коэффициент полезного действия данного движения
где Ап — площадь графика функции
2) Корни Xi и Лг вещественны, отрицательны и равны
Х1 = Х8 = Х = --^-. (103)
2knm
Такая комбинация может существовать в том случае, когда
f-^-)2 = —. (104)
\2knm I т
При этой комбинации корней решение дифференциального
уравнения (98) имеет вид
S = (CJ + С2) еи + — т\
ь
тогда
v = %- =Х (Cyt + Q е* + = Су (И + 1) еи +
at
+ С2Хе» = [Сх (U + 1) + С2Х] еЧ
После вычисления произвольных постоянных Cj и С% по на-
чальным условиям / = 0, s = 0, о = 0 и подстановки их значений
в уравнения для s и v получаем
^В^[1 + (Х/-1)е»1;
Гр / knb
kn D\ ГрХ2 и,
s
(Ю5)
Учитывая, что согласно условию (104) и формуле (103)
F2
Ь = —— = ).2т,
окончательно записываем:
v = — {ул1 — в\2Не^.
\ Рр /
(106)
248
3) Корни X] и Ла комплексные сопряженные числа, т. е.
Такой комбинации корней соответствует случай, когда
Fo \г < b
, 2knm / т ’
Решение уравнения (98) при этом имеет вид
s = (C^in ф/ + С2 cos ©0 ev<+ — tn, (108)
где ‘
V =-----= . (109)
2knm \ т \ 2knm )
Обозначим ______________
Л, = j/q + q , -£1 = COS а, -^ = sin а. (110)
При этом уравнение (108) можно переписать в следующей
форме:
s = Лг sin (ш/+ a) -f-— /п, (111)
ь
где
а = arctg .
Продифференцировав уравнение (108), получим
v = — — [(Ср — С2ф) sin ф/ + (Схф + Ср) cos ©/] e,z. (112)
dt
Если обозначить
Л2 = (Ср> — С2со)2 + (С2(о 4- C2v)2
и применить то же преобразование, что и для уравнения (108),
то уравнение (112) можно переписать в форме, аналогичной
249
уравнению (111):
v = А2 sin (art + p) ev*, (113)
где
P = arete
Ci^ — C2(o
Значения Ci и Cz определяются из уравнений (108) и (112)
по начальным условиям (при t = 0, $ = 0, v = 0), откуда
__ О т _________ В м ’
С>2 —— 1И9 Gj — fit»
b b co
При подстановке Сь С2 и развернутого значения D в урав-
нение (111) после упрощающих преобразований получаем
5 = (ол1-В^)^[1+^1/ 1 + (—)2 sin^ + a)]. (114)
Установим значение фазового угла а. Поскольку С2 < 0,
sin а, согласно уравнению (НО), отрицателен. Так как v < 0, то
Сь а значит, и cos а также отрицательны.
Согласно уравнению (111) и найденным значениям С2 и С]
a = arctg f--------------------—'j,
\ у /
где —— — величина положительная, так как со > 0, v < 0.
у
Выявленные знаки sin a, cos а и tg а показывают, что угол a
расположен в третьей четверти круга:
a = к + arctg (-—).
' У /
В таком случае выражение (111) после подстановки развер-
нутых значений и D получит следующий вид:
s= £/v4^sinH + a)], (115)
где a = arctg — угол, расположенный уже в первой чет
верти круга.
Развернутое выражение для скорости v поршня получается
из уравнения (ИЗ) совершенно аналогично:
Л = (v2 + ш2) = (vAl - В (V2 + ®2),
Ью \ гр J knba>
v — (v.j — B—} + е*sinсо/. (П6)*
И Fp /
* При вычислении значения 0 по выражению, приведенному после фор-
мулы (113), получаем 0 = 0, что естественно, так как согласно начальным
условиям при t = 0 скорость v = 0.
250
Других комбинаций корней Zq и Л2 при условии, чю сила
Pul(s) направлена против движения поршня и возрастает с на-
растанием его хода, быть не может. Следовательно, полученные
формулы (100), (102), (105), (106), (115) и (116) охватывают
все возможные случаи, ограниченные этим условием.
Сравним полученные решения (102), (106) и (116). В пер-
вом случае [см. уравнение (102)] скорость v с ростом времени на-
растает до некоторого максимума и затем затухает до нуля по
закону, определяемому произведением двух экспоненциальных
функций:
еМ[1— e(Xi-x,)q.
Рис. 159. Примерный вид графика скорости
поршня в случае, когда сила Рш(«), приложен-
ная к штоку, возрастает с возрастанием пути s,
а корни дифференциального уравнения гидрав-
лической системы (привода) есть сопряженные
комплексные числа
Во втором случае [см. уравнение (106)] скорость v с ростом
времени также нарастает до максимума и затем убывает до ну-
ля по закону, опреде-
ляемому произведени-
ем возрастающей ли-
нейной и убывающей
экспоненциальной фун-
кций kteu.
В третьем случае
[см. уравнение (116)]
скорость v с ростом
времени нарастает до
максимума и затем
убывает до нуля по за-
кону, определяемому
произведением экспо-
ненциальной и гармо-
нической функций е* sin t. При этом нередко может ока-
заться, что за время ts прохождения поршнем пути s величина
со/ «сделает несколько полных оборотов» (т. е. со/5 = 2лп + а, где
п — целое число). В этом случае скорость поршня будет резко
колебаться (рис. 159). Машина в этот период времени будет ви-
брировать, причем колебания поршня с частотой со, воздействуя
на станину и присоединенные к ней (например, на нежестких
кронштейнах) узлы, могут возбудить колебания этих узлов со
своими собственными большими (или меньшими) частотами, чем
со, зависящими от веса этих узлов и упругости связей, соединя-
ющих эти узлы со станиной машины. Из-за возникших вибраций
силы трения в болтовых стыках узлов исчезают гайки откру-
чиваются и стыки ослабевают.
В связи с тем что прочность деталей при вибрационной на-
грузке значительно меньше, чем при статической (например, при
1 Известно, что в случае колебательного перемещения одной детали от-
носительно другой с какой угодно малой амплитудой средний коэффициент
трения на стыке этих деталей за время каждого колебания равен нулю.
251
нагрузке силами веса), некоторые из них в период вибрации
машины могут поломаться.
Все эти внешние проявления создают иллюзию перегрузки
машины, хотя она может оказаться далеко не догруженной до
той силы, на которую рассчитана и которую при отсутствии ко-
лебаний и вибраций обеспечивает.
При работе гидроприводов такое явление нередко наблюдает-
ся даже тогда, когда для привода использован объемный, а не
центробежный насос. Это неудивительно, поскольку не только
у центробежного, но и у любого объемного насоса действитель-
ная характеристика Q — р всегда является падающей1.
В связи с этим все полученные выше динамические характе-
ристики системы (гидравлического привода), отраженные фор-
мулами (100), (102), (105), (106), (115) и (116), применимы без
каких-либо изменений не только к приводам с центробежным, но
и к приводам с объемным насосом. При этом имеется в виду,
что привод с центробежным насосом укомплектован клапаном
устойчивости режима и, следовательно, колебания, имеющие при-
чиной «горб» его характеристики (см. рис. 148), исключены. Раз-
ница между приводами с центробежным и объемным насосами,
в смысле их расчета, появляется лишь на стадии определения
энергии, затрачиваемой на совершение данного движения
поршня.
Учитывая большую практическую важность вопроса о воз-
никновении колебаний при работе гидравлического привода, не-
обходимо изложить несколько пояснений, вытекающих из про-
деланного анализа. Наблюдается, что иногда при обработке
одной детали пресс не вибрирует, при обработке же другой де-
тали (в ряде случаев требующей меньшей конечной силы прес-
сования) пресс начинает вибрировать или на всей длине рабоче-
го хода или на какой-то его части. Обычно считают, что
причиной этого является воздух, попавший в маслосистему, ли-
бо (так полагают реже) упругость масла в системе. И та и дру-
гая причина (по существу это одна и та же причина) действи-
тельно способствуют возникновению колебаний поршня при его
движении, поскольку их действие эквивалентно увеличению кру-
тизны характеристики v— р данной системы (привода), или,
другими словами, эквивалентно увеличению крутизны характе-
ристики Q — р насоса.
Однако не всегда эта причина является единственной, по-
скольку при данной естественной характеристике Q — р насоса,
при данных конкретных рабочей и тормозной площадях поршня,
1 Если теоретическую характеристику Q — р объемного насоса опреде-
лять с учетом сжимаемости жидкости в мертвых объемах его цилиндров и с
учетом внутренних утечек, то и теоретическая характеристика объемного на-
соса всегда будет падающей.
252
при данном сопротивлении трубопровода (зависящем от на-
стройки дросселей) и, наконец, при данных подвижных массах т
угловой коэффициент й, характеризующий нагрузку Pm(s), мо-
жет принять такое значение, при котором корни М и Х2 диффе-
ренциального уравнения (98) системы (привода) оказываются
комплексными. Это может возникнуть либо на всей длине хода,
либо на KaKQft-то части хода поршня. В таких случаях никакие
мероприятия, связанные с эвакуацией воздуха из маслосистемы
или с заменой жидкости другой (менее сжимаемой), не приве-
дут к цели.
В практике случается, что затраты времени и труда на эва-
куацию воздуха из системы и замену масла оказываются безре-
зультатными. Чтобы установить, приведут ли эти мероприятия
к цели, нужно проверить, не окажутся ли в графике нагрузки
Рш = Pul(s) такие участки $, в которых касательная к графику
имеет угловой коэффициент Ь, приводящий к неравенству
— (117)
\ 2knm / т
и, следовательно, к комплексным корням дифференциального
уравнения системы.
В случае если корни окажутся комплексными, мероприятия
по эвакуации воздуха и замене жидкости не устранят вибраций.
На вопрос о возможности устранения вибраций можно отве-
тить и путем эксперимента. Для этого, удалив воздух из рабочей
и тормозной полости цилиндра, можно переместить штампы в та-
кую зону, при которой рабочий ход начнется при наименьшем
возможном объеме жидкости в рабочей полости. Если результа-
та не получится, то следует переместить штампы в противопо-
ложном направлении, чтобы к началу рабочего хода создать
наименьший возможный объем в тормозной полости цилиндра.
Если площадь тормозной стороны поршня и сопротивление тру-
бопровода тормозной полости цилиндра малы по сравнению с ра-
бочей стороной, то постановка второго эксперимента будет из-
лишней.
Если удаление воздуха и изменение объемов жидкости в ра-
бочем цилиндре не дали результата, то следует изменить пара-
метры системы (привода) при выполнении данной операции так,
чтобы знак в неравенстве (117) изменился на обратный. Проще
всего это сделать за счет уменьшения коэффициента kn системы
путем увеличения дросселирования [см. стр. 237—240 и формулу
(88)]. При возрастающих нагрузках Рш($) колебания поршня
в большинстве практических случаев характеризуются большой
абсолютной величиной v и малой частотой, со, поэтому они обыч-
но затухают во время одного колебания и остаются незамечен-
ными. Резкие колебания возникают при работе с высокими дав-
лениями жидкости и при относительно малых подвижных массах.
253
При оснащении системы (привода) автоматическими регуля-
торами скорости случаи возникновения колебательных режимов
ее работы многократно увеличиваются (см. раздел 21). Опреде-
ление затраченной энергии на движение поршня в случае 2
(стр. 248), а при малых частотах со и в случае 3 (стр. 249) про-
изводится так же, как это показано на стр. 248 для случая 1
(стр. 246).
II. Сила Pm(s), приложенная к штоку поршня, постоянна.
Поскольку Рш(«) = Рш = const, угловой коэффициент b = 0 и,
следовательно, уравнение (98) принимает вид
— 4- -£₽_. — = D. (118)
di* k„m dt
В соответствии с правилами решения линейных уравнений1
находим сначала решение для аналогичного уравнения, но без
правой части:
— . — = 0. (119)
dt* knm dt
Записываем характеристическое уравнение:
) 2 4- 2k X = 0,
knm
откуда
Х1=0, = —
knm
Решением уравнения (119) является следующая функция:
s(0 = Ci + C^.
Как известно, полное решение линейного дифференциального
уравнения с правой частью складывается из найденного решения
s(t) для уравнения (119) и какого-либо частного решения для
уравнения (118), имеющего правую часть. Легко догадаться
[и непосредственной подстановкой в уравнение (118) проверить],
что функция s(t) = является частным решением уравне-
Fp
ния (118)2. В таком случае искомое полное решение уравнения
(118) имеет вид _
s =1 +1= Сх + (120)
fp
0= A = q.2^ + D^. (121)
• p
1 См. работы (35], (38].
2 Если подставить эту функцию в левую часть уравнения (118) вместо
S и продифференцировать ее согласно порядку производных левой части, то
получим тождество.
254
По известным начальным
находим
условиям при t = 0, s = О, v = О
Ci -j- С2 — О;
c2 = -d^L = d
Fp'
. г r?>2
C*i — и------------
Fp
Подставляя найденные значения постоянных в уравнения
(120) и (121) и заменяя D его выражением (см. стр. 246), полу-
чаем
(122)
\ Рр / L Fp
(123)
В отличие от первых трех рассмотренных случаев (см. стр.
246, 248, 249), в данном случае путь s с нарастанием времени
также неограниченно нарастает. Если представить себе, что дви-
жение поршня не ограничивается днищем цилиндра или управ-
ляющим воздействием оператора, а еще лучше, если вместо гид-
равлического двигателя поступательного движения представить
себе гидравлический двигатель вращательного движения, то по-
лученный результат совершенно естественен, поскольку сила РШ1
противодействующая движению гидравлического двигателя (на-
пример, поршня), постоянна и меньше максимальной силы, ко-
торую он способен развить. Случай, когда сила Рш Рг.д, где
Рг.д — наибольшая сила, которую может развить гидродвига-
тель, не интересен, поскольку движение при этом невозможно.
Из формулы (123) видно, что скорость v гидродвигателя
(поршня) с нарастанием времени также непрерывно нарастает.
При этом она монотонно стремится к постоянной установившейся
скорости vy, график которой является асимптотой для графика
скорости V.
Кривые, приведенные на рис. 160, отражают характер измене-
ния скорости гидродвигателя (поршня) во времени в зависимости
от абсолютной величины корня Х2, характеризующего систему.
Эти кривые наглядно показывают, насколько большую ошибку
можно допустить (в случаях, когда система характеризуется
малыми абсолютными значениями корня Л2), если руководство-
ваться только величиной установившейся скорости vy =
fp
где Q — производительность насоса, F?— рабочая площадь
поршня.
В практике часты случаи, когда фактические скорости и време-
на движений исполнительных механизмов машины оказываются
255
существенно ниже значений, определенных по формуле
v = —. В результате машина не обеспечивает проектной произ-
F р
водительности. Разницу расчетных и фактических значений ско-
рости гидродвигателей (поршней), а соответственно и занижен-
ную фактическую производительность машины в этих случаях
обычно объясняют ошибкой, допущенной при оценке времени
срабатывания гидравлической аппаратуры и коэффициента
внутренних утечек жидкости. Такие ошибки, бесспорно, могут
иметь место, но обычно главная причина несоответствия расчет-
ных и фактических результатов заключается в том, что при рас-
четах скорости и времени движения поршня не учитывается
Рис. 160. Характер графиков ско-
рости гидродвигателя (поршня)
для двух гидравлических систем,
нагруженных одинаковой и посто-
янной силой Рш и отличающихся
только величиной движимых
масс:
1 — кривая изменения скорости гидро-
двигателя для системы, у которой аб-
солютная величина корня Х2 велика
(случай малых масс); 2 — кривая из-
менения скорости гидродвигателя для
системы с малой абсолютной величиной корня Кг (случай больших масс); оу — скорость
установившегося движения гидродвигателя, соответствующая производительности Q на-
соса; tls — время прохождения заданного пути s гидродвигателем первой системы;
— время прохождения того же пути s гидродвигателем второй системы
масса движущихся деталей и сжимаемость жидкости. Влияние
сжимаемости жидкости на скорость и время движения поршня
отдельно рассмотрено в разделе 17.
Кривые (рис. 161) отражают характер изменения пройден-
ного пути поршня (гидродвигателя) во времени в зависимости
от величины корня Х2. На этом рисунке видна разница времен,
необходимых для двух систем, отличающихся только величиной
корня Х2 при прохождении одного и того же пути s. Здесь видно,
что для обеих систем относительная разница времени——с ростом
ty.s
времени уменьшается от оо (при t = 0) до 1 (при t = оо).
Следовательно, наибольшие ошибки, вызванные тем, что не
учитывается влияние движущихся масс, будут в тех случаях,
когда заданный путь s движения поршня мал. Целесообразно
отметить, что абсолютная величина корня Х2 = —зависит от
трех параметров системы. Влияние изменения величины движу-
щейся массы на скорость и время движения поршня очевидно
из изложенного выше.
256
Очень важно установить влияние изменения величины Fp
(площадь поршня в рабочей полости цилиндра) на скорость и
время движения поршня. Обычно считают, что если при извест-
ной производительности насоса Q уменьшать площадь Fp, то
при этом в соответствующее число раз увеличивается скорость
движения поршня и во столько же раз сокращается время его
движения. Это справедливо, однако, только для идеальной систе-
мы. В применении же к реальной системе (даже в случае, когда
сила Рш = 0) уменьшение площади поршня может привести к
увеличению времени движения, т. е. к обратному результату. При
уменьшении площади поршня увеличивается в соответствующее
Рис. 161. Характер графиков пути гидродвигателя (пор-
шня) для двух гидравлических систем, нагруженных
одинаковой и постоянной силой Рш и отличающихся
только величиной движимых масс:
1 — кривая пути гидродвигателя (поршня) для системы с боль-
шой абсолютной величиной корня 2 — кривая пути гидро-
двигателя для системы с малой абсолютной величиной корня
Х2; s—график пути для идеальной системы (Л* в—«>). у кото-
У Q
рой установившаяся скорость и —— гидродвигателя (поршня)
У ^Р
возникает в момент включения
число раз только установившаяся, т. е. идеальная скорость но
абсолютная величина корня л2 уменьшается при этом в большее
число раз, чем уменьшена площадь. Уменьшение Х2 пропорцио-
нально уменьшению Fp и обратно пропорционально увеличению
коэффициента kn, который увеличивается, так как с уменьшением
площади поршня увеличивается крутизна статической характе-
ристики системы.
После сделанных пояснений легко определить из формулы
(123), насколько может уменьшиться скорость поршня (вместо
ожидаемого увеличения) при уменьшении его рабочей площади.
При малых заданных значениях пути s это уменьшение скорос-
ти (вместо ожидаемого увеличения) может исчисляться десятка-
ми и сотнями раз, и тем больше, чем меньше заданный путь.
В случаях когда поршень по заданию должен совершать
частые возвратно-поступательные движения с малым ходом s,
9 Заказ 1299 257
вопрос о рациональной величине Fp приобретает особую практи-
ческую значимость. При этом для увеличения частоты движений
поршня сплошь и рядом необходимо не уменьшать, а увеличивать
площадь поршня, и тем больше, чем меньше заданный путь s
и чем больше движимые массы. В каждом конкретном случае
(когда известны статическая характеристика насоса, коэффици-
ент сопротивления трубопровода, величина движимых масс, тор-
мозная площадь поршня FT и заданный путь $) с помощью фор-
мул (122) и (123) легко установить такое значение Fp, при кото-
ром время будет наименьшим.
Задачу о минимуме значения ts необходимо решать, напри-
мер, при определении площади плунжеров (поршня) обратного
хода ковочных прессов, работающих в режиме возвратно-посту-
пательных движений с малыми значениями s. Формулы (122)
и (123) имеют большую практическую значимость, поскольку
соответствующий им случай (Рш = const) весьма распространен
при работе гидрофицированной машины. В частности, при об-
ратных движениях поршней (гидродвигателей) и движениях
приближения к обрабатываемому объекту (холостые хода) дей-
ствует, как правило, именно этот случай. В теоретическом смыс-
ле формулы (122) и (123) важны тем, что весьма просто позво-
ляют оценить влияние параметров системы kn, т, Fp на неуста-
новившуюся составляющую движения системы. Напомним, что
^2 = . В частности [см. формулу (122)], функция s (путь
knm k '
поршня) есть сумма линейной функции времени ( ил1 — В—]/,
\ FP >
являющейся составляющей установившегося движения с по-
стоянной скоростью, и экспоненциальной функции
являющейся неустановившейся составляющей движения.
При этом с ростом времени t неустановившаяся составляю-
„ / D kn \kn т
щая стремится к постоянной величине — В —--------, на кото-
\ Fp ' Fp
рую разнятся пути поршней реальной и идеальной систем при
t —> оо.
То же самое следует и из формулы (123) для скорости. Уста-
новившаяся составляющая функции v равна
v л1 — В — = const.
л FP
Неустановившаяся составляющая функции v равна
-( - В у-
гр '
Эта составляющая исчезает с нарастанием, времени.
258
III. Сила Рш(5), действующая на шток поршня, является
убывающей функцией. В этом случае угловой коэффициент
Ь < 0 и, следовательно, корни 2^ и Х2 характеристического урав-
нения (99) различны и по знаку и по абсолютной величине: Xi >
> 0, Х2 < 0, |М|< (Х2/. При такой комбинации корней искомым
решением исходного дифференциального уравнения является ра-
нее полученное выражение (100) для пути s гидродвигателя.
Очевидно, что выражение для скорости v гидродвигателя, полу-
чаемое дифференцированием выражения для его пути, также
сохранит свою форму, записанную уравнением (102). Однако
уравнения (100) и (102) в применении к рассматриваемому слу-
чаю будут давать существенно иные результаты по сравнению
со случаем (Ь > 0, Х2 < Xi < 0), для которого они были получе-
ны. В частности, путь $ [формула (100)] и скорость v [формула
(102)] теперь непрерывно возрастают вместе с возрастанием ве-
личины . Поскольку производительность насоса Q ограничена
величиной QA (рис. 149), т. е. 0 < Q < Qa, формулы (100) и (102)
применимы к процессу движения гидродвигателя только до мо-
мента t = т, которому соответствует скорость v = . — .
fp
С момента t > т движение поршня будет описываться уже
иными, отличными от уравнений (100) и (102) аналитическими
выражениями. Эти выражения нетрудно получить, основываясь
на рассуждениях, аналогичных тем, с помощью которых были
получены формулы (100) и (102). Однако легко заметить, что с
момента t > т [т. е. с момента, когда формулы (100) и (102) пе-
рестают соответствовать изучаемой задаче] рассматриваемый
процесс движения гидродвигателя (поршня), при котором сила
Рш($) была тормозящей, переходит в иной процесс, при котором
сила Pul(s) становится разгоняющей.
IV. Сила Рш(з) направлена в сторону движения гидродвига-
теля (поршня) т. е. является ускоряющей силой. При этом воз-
можны два случая:
1. Начальная ордината графика силы В < 0, угловой коэф-
фициент линеаризированного графика силы b < 0. В этом случае
М > 0, Л2 < 0, [ Xi [<| Х2. | Путь s и скорость v описываются выра-
жениями (100) и (102), в которых знак перед слагаемым -^-5
FP
изменяется на обратный. Уравнения (100) и (102) соответствуют
изучаемой задаче до момента t = т, при котором скорость v до-
Ол
стигла величины — .
F о
2. Начальная ордината графика силы В < 0, угловой коэффи-
циент b > 0, т. е. сила Рш($) является возрастающей из области
отрицательных значений. В этом случае в некоторой точке $ пути
гидродвигателя сила Рш($) меняет знак, т. е. начинает действо-
вать против движения гидродвигателя (поршня). Корни Лц и Х2
259
9*
в этом случае могут быть либо отрицательными и различными
Х2 < Xi < 0, тогда путь s и скорость v описываются выражениями
(100) и (102) с измененным знаком перед слагаемым— В, либо
Fp
сопряженным комплексными, тогда путь s и скорость v описыва •
ются выражениями (114) и (116), в которых знак перед слага-
емым —В также изменен на обратный.
Fp
Рассмотренные графики силы Рш($) могут практически встре-
чаться лишь в отдельных частных случаях. То же можно отметить
и о случае возрастающей из области отрицательных значений
силы Рш(5), характеризующейся корнями М = Хг < 0, для кото-
рого s и v описываются выражениями (105) и (106) с изменен-
ным знаком перед слагаемым—В. Чаще может встретиться слу-
Fp
чай, когда при отрицательном В угловой коэффициент Ь = 0
(например, холостой ход вниз ползуна вертикального пресса).
Выражения (122) и (123) для s и v и в этом случае (с учетом
замечания о знаке перед слагаемым — В) остаются справедли-
fp
выми.
Критерии динамичности систем (приводов)
При определении графиков скорости поршня по динамическим
характеристикам требуется значительно больше затрат времени
по сравнению с решением этой же задачи на основе статических
характеристик. В одних случаях эти затраты труда на вычисли-
тельную работу неизбежны, так как расчет по статическим харак-
теристикам может приводить к результатам, во много раз отли-
чающимся от действительных. В других же случаях разница ре-
зультатов при расчетах по статическим и динамическим характе-
ристикам может оказаться ничтожной. Очевидно, что пользо-
ваться более сложным методом расчета, не получая при этом
более точного результата, по крайней мере, нерационально. Од-
нако, обращаясь к конкретной системе (приводу), невозможно
заранее определить разницу результатов, которые должны полу-
читься при расчете этой системы на основе статических и динами-
ческих характеристик. Задача состоит в том, чтобы разработать
критерии, позволяющие заведомо отвечать на этот вопрос при
малых затратах времени.
Предположим, что такие критерии установлены. Тогда систе-
мы, допускающие расчет по статическим характеристикам, в
дальнейшем будем для краткости называть статическими систе-
мами, в отличие от систем, расчет которых необходимо во избе-
жание грубых ошибок осуществлять по динамическим характе-
ристикам.
260
Для удобства дальнейшего изложения ус^оьимся отмечать
обозначения, относящиеся к статическим системам, индексом с
(статические), а к динамическим системам — индексом д (дина-
мические). Разработку критериев будем выполнять в том же по-
рядке, в каком рассматривались комбинации корней Xj и Хг ха-
рактеристического уравнения (99). При этом в ходе рассмотре-
ния первой комбинации Хг < М < 0 (стр. 246, случай 1) устано-
вим физический смысл математических величин, входящих в
формулы динамических характеристик.
I. Сила Рш(з) возрастающая.
1. Корни 2ц и %2 отрицательные и разные, Хг < Xi < 0. Этим
системам соответствуют динамические характеристики, опреде-
ленные функциями (100) и (102). Вспомним, что такая комбина-
ция корней будет в том случае, когда
4k2m2 т
Установим поведение функций (100) и (102) при уменьшении
величины т (массы). Заметим, что если при некотором т не-
Fp ь
равенство—— > — выполнено, то при уменьшении т знак не-
4*2 /п2 т
равенства не может измениться и, следовательно, не может изме-
ниться функциональный вид формул (100) и (102). Это дает пра-
во осуществить в этих формулах предельный переход при /п->0.
Предварительно установим поведение корней X] и Хг, рассматри-
вая их как функции т. Сделаем простейшее преобразование вы-
ражения для Хь
Величина под корнем по условию больше нуля, поэтому ко-
рень вещественный. Для малых значений переменной т спра-
ведливо следующее приближенное равенство:
/И) = р/ ! — у2-Ьт + (m0)dm =
4k2nb
261
Это равенство справедливо ввиду того, что точка т0 находит-
4^2
ся в окрестности нуля и поэтому — • bm0 1. По этой же при-
Гр
чине dm = т. При wi->0 записанное приближенное равенство
стремится к точному равенству и, следовательно, при выборе т
в окрестности нуля выражение для М может быть записано так:
1—(1-
2knm у
Аналогичным образом для Х2
ние:
2klb
• tn
FP
получаем следующее
FP
(125)
выраже-
knb
Fn
knm
(126)
Из вышерассмотренного ясно,
лучаем
knb
что при /п->0 в пределе по-
К = — оо.
K =
F
rP
Тогда выражения (100) и (102) в пределе
щий вид:
получают следую-
knb
knb Гр\-±-*
г-— —--- е р
lira sd = lim
т-+0
t<T
Fp knm
RnD_____p_
\ Pn k„m
e p n
m-+0
i<T _
Fp
~ knm
К
knb .
► р
Fo i . ь
kffi \ Гр
_L/p Л-ВН1 — e
knb V FP I
(128)
(127)
Формула (127) отражает путь, пройденный поршнем статиче-
ской системы (т = 0) за время t. Осуществив аналогичным
образом предельный переход для функции (102), получим
kb
------------------------F— *
Итц, = (ол1-------------^~В\е-р =vc.
т-0 \ гр /
Найденная функция (128) отражает скорость поршня стати-
ческой системы в каждый момент движения L Полное время дви-
1 Целесообразно сравнить формулы (94) и (128) для скорости поршня
В
статической системы, заметим при этом, что в формуле (94) равно -—. Из
Гр
262
жения Т поршня статической системы, соответствующее полному
пути S, определяется формулой (95). Сравнение формул (100) и
(127) для динамических и статических систем позволяет вскрыть
физический смысл входящих в них сомножителей.
Из выражения (127) (статическая система) следует, что пре-
дельно возможный путь поршня Smax при известных угловых ко-
эффициентах kn и bt характеризующих систему (привод) и воз-
растающую внешнюю нагрузку Рш(5), определяется формулой
~ В\ . (129)
knr \ * Р • /
Из уравнения (127) видно также, что ходу поршня, равному
$тах, соответствует бесконечно большое время. Однако заметив,
t
г
что член е быстро убывает к нулю при увеличении времени,
можно выбрать такое значение t, при котором последний сомно-
житель отличается от единицы на заранее выбранную малую
величину, определяемую желаемой точностью ответа.
Пусть ход s = 0,95 smax (точность 5%) условно принимается
за максимально возможный путь поршня при данных kn и Ь.
Тогда время прохождения поршнем этого пути определяется из
уравнения
F
1 — е р = 0,95;
отсюда
т = — ——- • In 0,05 = —0,4343—^ log 0,05. (130)
knb
Формула (130) позволяет определять время движения порш-
ня статической системы до его естественной остановки для лю-
бого возрастающего графика внешней нагрузки Рш($) с корня-
ми Z2 < М < 0. Термин «естественная остановка поршня» введен
для отличия от случаев вынужденной остановки поршня, вызы-
ваемых управляющими действиями оператора или автоматики, а
также возникновением на его пути «мертвых упоров» (например,
днище цилиндра или сомкнувшиеся штампы) L Из изложенного
сравнения видни, что формулы (94) и (128), отражающие одну и ту же вели-
чину ус, имеют резко различный вид. Это не удивительно, если учесть, что
формула (94) выражает vc в функции пути, пройденного поршнем, а форму-
ла (128) —в функции времени. Из этого же сравнения видно, что формула
(94) гораздо удобнее для практических расчетов; однако пользоваться ею
можно только в тех случаях, когда заранее известно, что рассматриваемая
система статическая. Это наглядно показывает важность отыскания критери-
ев, позволяющих заранее устанавливать степень динамичности рассматри-
ваемой системы.
1 Время движения поршня статической системы до вынужденной оста-
новки в заданной точке s пути определяется формулой (95).
263
следует, что член —, имеющий размерность времени
knb
(м2 \
------------ = сек , характеризует быстродействие стати-
м} сек-м*/кгс-кгс! м J
ческой системы (привода).
Если в качестве эталона принять график внешней нагрузки с
угловым коэффициентом b = 1 кгс!м (т. е. график, поднимаю-
щийся под углом 45° к оси абсцисс), а соответствующее этому
графику время
тв = —0,4343 • logo,05 (131)
kn
принять за эталонное время данной статической системы (приво-
да), то время г естественного движения поршня при любом дру-
гом возрастающем графике внешней нагрузки составит
т = (132)
F
В дальнейшем величину —f будем именовать постоянной
М
времени статического привода (системы) и обозначать буквой Тс.
Tc = -T-h- (133)
Заметим [формула (128)], что тем меньше постоянная времени
k„b 1 ,
--2-, f —------ t
TCt тем быстрее «затухает» сомножитель е fp = е с и, зна-
чит, тем круче падает скорость поршня. Сомножитель
(v-i — в Ф°РмУлах (127) и (128) характеризует началь-
ную скорость движения статической системы (т = 0), завися-
щую от начальной силы В, действующей на поршень.
Обратимся теперь к формуле (101) для скорости поршня ди-
намической системы {т > 0). Преобразуем вид этой формулы:
Ъ = (чд
— В^ е W Fp-------
FP ' V F2p — 4bk2nm
e 2d \
J
(134)
Легко заметить, что первые два сомножителя в выражении
(134) формально тождественны выражению (128) для скорости
поршня статической системы. Однако для статической системы
[см. формулу (125)]
X = X --------- = — М
1 lc Тс Fp
264
а для динамической системы (т > 0) числовое значение М = Xia
определяется формулой
= - — + 1/(—Г-—' • (135)
10 2knm У \2knm ) т V '
Границы допустимых вариаций величины массы /и, при кото-
рых справедливы формулы (102) и (128) для vq и vCi определе-
F2
ны неравенством 0 < т <—р—, что непосредственно следует из
4^6
условия -j 2 >—. при котором получены эти формулы. Если
F2
увеличивать массу т от 0 до значения, численно равногото
| Мд 1
НИЯ
вить
будет монотонно увеличиваться от значения до значе-
FP
F k b г
—р_=2— , в чем легко убедиться, если вместо т подста-
2knm Fp
F*
значение т — Таким образом,
Rid I — Rlc I + е»
где
(136)
8 = 1М“-k-f-
Fp
k b
Поскольку |Ma|>—, значение е всегда положительно. За-
Fp
метив, что Мд — величина отрицательная, можем записать выра-
жение (134) так:
vd = vce~zt Р ~—— [1 —=
у4 F2 — 4bk2m
= vc--- 1 [e-'_e'x2a-4d-)']. (137)
/ Ш2т
V
Введем следующие обозначения: *
1 = const = kmt
4bk2m
'~~^Г
е~^—и (/).
Теперь можем записать:
(138)
(139)
(140)
265
Таким образом, влияние массы на движение поршня в рас-
сматриваемом случае 1 может быть учтено путем умножения ста-
тической скорости vc на постоянный коэффициент Лт, который
можно назвать коэффициентом влияния массы, и на функцию
ц(0, которую можно назвать функцией влияния массы. Эта
функция отражает изменение во времени величины отношения
—— , т. е. позволяет знать в каждый момент t отклонение дина-
vckm
мической скорости от величины vckm, где vc — статическая ско-
рость. Таким образом, задача о нахождении критерия, позволяю-
щего разделять системы на динамические и статические, свелась
Рис. 162. Ход изменения функции р(/) при различных
значениях fe[ и iXlr? —К2д —е/;
1 — функция н(0 при [е| = 0,2; — к — Е J = 5; 2 — функ-
ция ц(Г) при [е| = 0,1; ^2д~~61 в 10; 3 ~ ФУНКЦИЯ Ц(0
при [ej = 0,01; |Х1д — Х2д —е/-50
к изучению поведения функции ц(/) в зависимости от величины
ей (Xs — Xi — е).
Легко убедиться, что функция p(t)—величина безразмер-
ная2. Из формулы (139) непосредственно следует, что при t = 0
ц(/) = о. Отсюда же следует, что чем меньше |е| и чем больше
|Хга — Xia — е|, тем при меньшем t функция ц(/) достигнет мак-
симума, близкого к единице, после чего она монотонно убывает.
Влияние значений параметров |е| и / Х2э — Мэ — е| на ход из-
менения функции р,(/) весьма резкое (рис. 162). При уменьшении
е и увеличении ]Х2э — Ма — е| функция ц(/) в выбранном огра-
ниченном интервале времени 10 приближается к прямой
и(0 « 1.
1 Имеется в виду соблюдение следующих условий (стр. 246): b > 0;
/ _L
\ 2knm / т *
2 Это утверждение относится и к коэффициенту &т-
266
Из рассмотренных графиков функции ц(/) ясно, что скорость
поршня в системе (приводе), характеризующейся, например, па-
раметрами /в/ =0,01, |Х2э— Xia — е|=50, будет в интервале
времени 0,1 5 отличаться от скорости vckm не более чем на
4%. Очевидно, что определять по формулам для динамических
систем скорость и время движения поршня такой системы в ин-
тервале времени / 5 нет смысла. В данном случае достаточно
воспользоваться линеаризированной характеристикой (у, р) этой
системы и известным* графиком внешней нагрузки Р = Рш($),
чтобы сразу же построить по точкам график скорости vc и экви-
дистантный ему искомый график Vq = vckm [см. уравнение (140].
Экономия времени при этом большая. Точность результата высо-
кая и заранее известная (ошибка не более 4%).
Рассмотренный пример позволяет наметить дальнейший путь
отыскания критерия динамичности изучаемых систем. По причи-
нам, которые в дальнейшем станут ясными, перейдем от безраз-
мерной функции ц(/), имеющей, однако, размерный аргумент /,
к безразмерной функции ц(е/) с безразмерным аргументом е/.
Для этого обозначим /%2<э — Мэ — е| = Nz. В таком случае функ-
ция ц(/) может быть записана так:
= — ----------(141)
Из этого равенства видно, что безразмерный показатель е/
может быть принят за новый аргумент. Обозначим этот аргу-
мент у и выясним основные свойства «обезличенной» безразмер-
ной функции
Н(Т)— <142>
с безразмерным аргументом у.
Легко заметить, что поведение функции ц(у) зависит от ве-
личины параметра N, в то время как поведение родственной ей
функции р,(/) зависело от двух параметров: ей |Х2э — Мэ— е|.
Таким образом, переход от размерного аргумента t к безразмер-
ному аргументу е/ = у позволил перейти от функции, зависящей
от двух параметров, к функции, зависящей только от одного
параметра, чем существенно упростилось изучение ее свойств.
В этом и состоит первая причина перехода к безразмерному
аргументу.
Определим значение ум аргумента у, соответствующее макси-
муму функции ц(у). Из уравнения = 0 получаем
Ум=в —№—. (143)
W — 1 0,4343 (Af—l)
Уравнение (143) позволяет определить такую величину N,
при которой максимум функции ц(у) отстоит от начала
267
координат на заранее выбранном желаемом расстоянии ум. Из
уравнения (143) очевидно, что чем больше N, тем меньше уМу
т. е. тем ближе к оси ординат перемещается максимум функции
ц(у). С другой стороны; чем больше N, тем при меньшем значе-
нии у исчезает влияние отрицательного слагаемого в фор-
муле (142) и, следовательно, тем ближе к единице становится
величина максимума функции ц(у).
При уменьшении величины ум приближение максимума функ-
ции ц(у) к единице происходит не только из-за уменьшения влия-
ния' членам i но и по причине приближения сомножителя
к единице. Заметим также, что при достаточно больших
значениях W убывание функции р(у) при значениях у > ум оп-
ределяется в основном лишь сомножителем , так как величина
1
слагаемого е7( —° принебрежимо мала по сравнению с едини-
цей уже при значении у = ум. Выяснив свойства функции р(у),
легко определить такое значение ее параметра N и такое конеч-
ное значение ys ее аргумента, чтобы в интервале ум < 7 ys ее
максимум отличался от единицы не более чем на заранее вы-
бранную малую величину Л, а ее наименьшее значение, соответ-
ствующее аргументу ув, — на величину, например, 2А (макси-
мальная погрешность при этом равна 2Д).
Пусть, например, допустимая погрешность вычислений на-
значена равной 10%. Тогда 2Д = 0,1, А = 0,05. Принятому усло-
вию точности соответствуют следующие два уравнения:
log(#—1)
Ум 0,4343# ’
М (у)шах = — e~N1" = 0,95,
(144)
из которых (например, путем подстановки увеличивающихся чи-
сел N) можно установить искомое N, удовлетворяющее обоим
уравнениям. В данном случае (А = 0,05, н (у) max = 0,95) аргу-
мент ум 0,046, а параметр N ~ 100.
Аргумент yg теперь легко определить из уравнения
Ц (Ys) = Ts — e~Nls = 0,90,
или из приближенного уравнения
е_Ь =- 0,90, (145)
которое даст практически тот же самый результат. Из уравнения
(145) находим у« 0,106.
Приняв найденные значения N яу,за базу и учитывая, что
Y = е/, a Ny = — Ма — ell, получаем искомый критерий ди-
268
намичности системы (привода) в форме следующих двух нера-
венств:
I 'Ьъд — Мд — е | > щ
Е
(146)
eis < Xs,
где /s — время движения поршня до заданной точки s, опреде-
ленное по формуле (95), а величина е = |Ma I—~~ •
Гр
Очевидно, что если параметры системы (привода) удовлетво-
ряют неравенствам (146), то такую систему можно рассчиты-
вать, пользуясь ее статической характеристикой, и поэтому отно-
сить ее к группе статических систем. Если же параметры систе-
мы не удовлетворяют хотя бы одному из двух неравенств (146),
то расчет такой системы во избежание грубых ошибок следует
производить по формулам (100) и (102) и относить такие систе-
мы к группе динамических.
Критерий (146) позволяет заведомо знать величину погреш-
ности расчета системы по ее статической характеристике вместо
динамической' Эта погрешность тем меньше, чем больше значе-
ние N и чем меньше значение ys.
В частности, при расчетах с погрешностью до 10% величины
N и ys, определенные по уравнениям (144) и (145), имеют сле-
дующие числовые значения: N ~ 100, ys = 0,106. Если задача
требует более точных вычислений, то по уравнениям (144) и
(145) можно установить новые значения N и ys в критерии (146).
Естественно, что группа систем, относимая к статическим, будет
при этом сужаться. При расчетах по статическим характеристи-
кам расчетная скорость поршня в начальный период движения
(от t = 0 до / = = —) существенно отличается от фактиче-
\ Е '
ской; однако величина tM, как правило, будет оказываться пре-
небрежимо малой по сравнению с полным временем ts движения
поршня. Значение tM легко вычислить, поскольку е известно, а
величина ум определена уравнением (143), и сопоставить со зна-
чением ts. При необходимости график (о, s) расчетной скорости
на участке 0 — sM (где — начальный участок пути), получен-
ный на основе статической характеристики, можно существенно
приблизить к фактическому графику. Для этого нужно опреде-
лить положение точки sM по приближенному уравнению
где а — начальное ускорение поршня;
Fppa — B
а = —--------;
т
269
здесь В — начальная ордината графика внешней нагрузки;
Ро — давление, настроенное предохранительным клапаном
или клапаном устойчивости системы.
После этого нужно соединить соответствующую ординату vM
графика скорости с началом координат прямой, которую и следу-
ет принимать за график расчетной скорости в интервале 0 — sM.
Из рассмотрения второго неравенства (146) становится очевид-
ной и вторая причина перехода к безразмерному аргументу у
вместо размерного аргумента t. Полученное в результате этого
перехода неравенство в критерии (146) определилось
без дополнительного анализа.
2. Системы, у которых корни Xi и Х2 отрицательны и равны
X] = Х2 = X < 0. Этим системам соответствуют динамические ха-
рактеристики, определенные формулами (105) и (106). Рассмат-
риваемая комбинация корней может существовать только в том
случае, когда соблюдается условие (104), т. е.
\ 2kntn ) т
Если зафиксировать значения величин Fp, kn\ Ь такими же,
какими они были в случае 2 (см. стр. 248), и начать уменьшать
значение массы т, то равенство (104) превратиться в неравен-
ство
П > b
4k2m2 т ’
т. е. рассматриваемый случай 2 перейдет в ранее рассмотренный
случай 1. Отсюда следует, что все случаи, характеризующиеся
равенством (104), находятся на той границе области параметров
FPl kn, Ь, т, которая еще относится к случаю 1, но при этом
наиболее удалена от области параметров статических систем.
Таким образом, получили следующий вывод: системы, для кото-
рых Xi = Х2 = X, нельзя относить к статическим системам, какой
бы малой ни была масса т. Это видно и из критерия (146).
Чем меньше разница корней Xi и Х2, входящих в первую
часть первого неравенства (146), тем ближе к единице ее значе-
ние, т. е. тем меньше выполняется требуемое критерием (146)
неравенство, поскольку N много больше единицы.
Полученный вывод о недопустимости отнесения систем рас-
сматриваемой группы к числу статическйх, несмотря на какую
угодно малую массу т, на первый взгляд кажется нелогичным.
На самом же деле полученный вывод логичен, но парадоксален.
Парадоксальность этого вывода вызвана существованием знака
«равно» вместо знака «больше» в условии (104). Именно из-за
знака равенства одновременно с уменьшением т необходимо
соответственно изменять остальные параметры (Гр, £п, Ь) или
270
только некоторые из них так, чтобы обеспечивать равенство в
условии (104). Но при этом функция f(t) = 2Меи в выражении
(106) остается неизменной и, следовательно, остаются неизмен-
ными динамические показатели системы. Системы, относящиеся
к рассматриваемой группе, должны рассчитываться по динамиче-
ским характеристикам, причем чем меньше абсолютная величи-
на X, тем в -большем интервале времени действительно следую-
щее приближенное равенство, вытекающее из формулы (106):
у ~ —/у ;1 — А_ . 2Х/~а/, (147)
\ Рр /
где ускорение
a» — 2x(n .
\ Рр J
Таким образом, получен второй вывод, относящийся к систе-
мам рассматриваемой группы: чем меньше абсолютное значение
X, тем больше начальный интервал времени, в котором закон дви-
жения рассматриваемой системы совпадает с законом равноус-
коренного движения.
3. Системы, у которых X) и Х2— сопряженные комплексные
числа. Это бывает в тех случаях (стр. 249), когда I——) < —.
\ 2knm / т
Очевидно, что эти системы отличаются от статических еще в
большей степени, чем только что рассмотренные. Их расчет так-
же должен осуществляться только по динамическим характери-
стикам, т. е. по формулам (115) и (116). Причем в данном слу-
ei Р Р
чае, даже при очень малых абсолютных значениях v = —--
нельзя пренебрегать сомножителем еи в формуле (113) во из-
бежание получения грубо ошибочных результатов вычислений.
II. Сила Рш(я), приложенная к штоку поршня (гидродвига-
телю), постоянна. В этом случае (стр. 254)
Ь = о- Х1 = 0; (148)
knfn
Динамические характерстики системы определены формула-
ми (122) и (123). Из этих формул видно, что чем больше абсо-
лютная величина Х2, тем статичнее система. Критерий динамич-
ности в этом случае очевиден и может быть записан так:
(149)
где значение целого положительного числа N назначается в за-
висимости от желаемой точности вычислений по статическим ха-
рактеристикам.
Системы, удовлетворяющие условию (149), можно рассчиты-
вать по статическим характеристикам. Системы, не удовлетво-
ряющие этому условию, следует рассчитывать по динамическим
271
характеристикам. Из уравнения (148) видно, что система тем
статичнее, чем больше Fp, чем меньше kn (т. е. жестче статиче-
ская характеристика привода) и чем меньше т.
III. Сила Рш($), действующая на шток поршня, является
убывающей функцией. В этом случае b < 0, Xi > О, Х2 < 0. Ди-
намические характеристики системы описываются уравнениями
(100) и (102). Критерий динамичности для этих систем может
быть получен тем же путем, как и в случае, когда Х2 < Xi < 0
(см. стр. 260—269) и, так же как критерий (146), он будет пред-
ставлен в виде двух неравенств.
IV. Сила Рш($) направлена в сторону движения гидродвига-
теля (поршня).
1. Случай, когда В < 0, b < 0. При этом X] > 0, Х2 < 0. Кри-
терий динамичности при этих условиях будет полностью анало-
гичен случаю, рассмотренному в п. III.
2. Случай, когда В < 0, b > 0. При этом могут иметь место
следующие комбинации корней Хь Х2 и соответствующие им кри-
терии динамичности системы:
Значения корней
Х2 Xj_<: о
Xi = 0
и Х2— сопряжен-
ные комплексные чис-
ла
Китерий динамичности системы
Формула (146)
Критерий отсутствует. Систему сле-
дует рассчитывать по динамическим ха-
рактеристикам
Критерий отсутствует. Систему сле-
дует рассчитывать по динамическим ха-
рактеристикам
3. Случай, когда В < 0, b = 0. В этом случае Xi = 0, Х2 < 0,
критерий динамичности системы определяется формулой (149).
Анализ движения поршня [плунжера) с учетом
сжимаемости жидкости
При применении гидродвигателей вращательного движения
сжимаемость жидкости учитывать не требуется. В этих случаях
объемы жидкости, подвергающиеся сжатию, слишком малы, что-
бы оказывать влияние на характер движения таких систем, и
поэтому изложенный выше способ анализа движения гидродви-
гателя по динамическим характеристикам системы будет обеС'
печивать результат с той точностью, которая заложена при лине-
аризации статической характеристики v — р системы (стр. 238—
242) и графика силы Рш(з).
Точность результата можно как угодно повысить, если при
линеаризации графиков и— р и Рш($) разбить интервалы р и s
на достаточное число участков и для каждого из них установить
значения коэффициентов kn и Ь.
272
При применении гидродвигателей поступательного движения
с большой длиной s рабочего хода в рабочей полости цилиндра
будут накапливаться значительные объемы жидкости, которые
могут оказывать не только количественное, но иногда и качест-
венное влияние на характер движения поршня. В применении к
статическим системам вопрос о влиянии сжимаемости жидкости
на скорость.движения поршня рассмотрен отдельно в разделе 17.
В результате там получена формула (174), позволяющая опреде-
лять скорость поршня статической системы с учетом сжимаемости
жидкости в рабочей полости цилиндра. На основе этой формулы
и рассмотренного в данном разделе метода анализа движения
поршня по динамическим характеристикам системы можно учесть
сжимаемость жидкости и при исследовании динамических харак-
теристик систем без усложнения исходного дифференциального
уравнения (98) и, следовательно, полученных в данном разделе
аналитических выражений для пути s и скорости v поршня. Учет
сжимаемости жидкости при исследовании динамических харак-
теристик систем позволит путем расчета выявить возможные
случаи колебательного движения поршня и указать способы
исключения этих колебаний за счет соответствующего изменения
некоторых параметров системы.
Рассмотрим прием, позволяющий учесть сжимаемость жид-
кости в рабочей полости цилиндра !. Для этого на основе фор-
мулы (174) и заданного графика (или аналитического выраже-
ния) для силы Рш($) определим график и($) скорости поршня
на пути s, т. е. на данном этапе расчета система рассматривается
пока как статическая. Далее строим график v(p) (см. рис. 156
и 157) линеаризированной статической характеристики системы
с несжимаемой жидкостью и для выбранных точек s по извест-
ным ординатам v(s), взятым из первого графика, устанавливаем
соответствующие этим скоростям абсциссы р, т. е. давления, ко-
торые должны были бы возникать в статической системе с не-
сжимаемой жидкостью, чтобы скорость поршня в соответствую-
щей точке s оказалась равной скорости у($).
Найденные таким способом значения p(s), будучи умножен-
ными на рабочую площадь поршня Fp, позволяют построить гра-
фик P9(s) эквивалентной силы, при которой система с несжима-
емой жидкостью даст график скорости поршня уэ(«$), одинако-
вый с графиком y(s), полученным по формуле (174), т. е. с уче-
том сжимаемости жидкости. Таким образом, фактор сжимаемос-
ти жидкости оказался введенным в условия исследования дина-
мических характеристик системы без каких-либо изменений ме-
тода и формул, разработанных для приводов (систем) с несжи-
маемой жидкостью. Следует заметить, что если фактор сжима-
1 При этом предполагается, что слив жидкости из тормозной полости
цилиндра происходит без дросселирования.
273
емости жидкости ввести в исходное дифференциальное уравне-
ние системы непосредственно, то это уравнение окажется нели-
нейным и его решение и анализ резко усложнятся.
Отметим также, что формула (174) получена в применении к
системам, в которых слив жидкости из тормозной полости про-
исходит без дросселирования.
При необходимости таким же путем, каким была получена
формула (174), можно вывести формулу и для случаев движе-
ния поршня с дросселированием жидкости, сливаемой из тормоз-
ной полости цилиндра, основываясь на которой можно произвес-
QPit/cw
16
14
12
10
8
6
4
2
О
-Ол
До
P(f150 |
рт=200
Рл~37
Рл
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 р кгс/см*
ти рассмотренным спосо-
бом исследование дина-
мических свойств систем
с учетом сжимаемости
жидкости не только в ра-
бочей, но и в тормозной
полости цилиндра.
Пример. Установим
динамические показатели
системы, для которой из-
вестно следующее: харак-
теристика Q(p) центро-
Рис. 163. Линеаризированная характеристика центробеж-
ного насоса
бежного насоса (рис. 163); график силы Рш($) при рабочем ходе
(рис. 164); сила при обратном ходе Рш($) = const = 20 тс\ рабо-
чие площади поршня при прямом и обратном ходе Fp\ = 2000 см2,
кгс-сек*
Fp2 = 200 см2; величина движущихся масс т = 1500 ~ •
клапан устойчивости системы (см. стр. 237) настроен на давле-
ние 150 кгс/см2; при прямом и обратном ходе поршня дроссели-
рование производится на напорной магистрали трубопровода;
площадь отверстия дросселя при прямом ходе Л = 3 см2, при об-
ратном ходе /2 = 2 см2; холостой прямой ход sx = 100 см, рабо-
чий ход $ = 26 см; обратный ход soe = 126 см; рабочая жид-
кость— минеральное масло с модулем упругости. Еж =
= 10000 кгс/см2 и объемным весом у = 0,95-10-3 кгс/см2.
Решение. Находим угловой коэффициент k характеристики
насоса [см. формулу (79) и рис. 163]:
k = J13 —4)10», = 8р .
150 — 37
кгс-с^к
274
Определяем статическую характеристику системы при пря-
мом ходе. Поскольку, по условию задачи, дроссель установлен
на трубопроводе рабочей полости цилиндра, а слив жидкости из
тормозной полости свободный, скорость v при прямом ходе долж-
на подсчитываться по формуле (87). При настройке клапана
Рис. 164 Кривая изменения силы Рш($) и линеаризированный график
устойчивости системы на давление р0 = 150 кгс/см2 возможный
интервал изменения pw составит 0 < рш < 150.
Коэффициент
п 32-980. 0,б2 on q /
С2 = -----------------з = 20,8 см/сек.
80 • 2000 . 0,95 • 10-
Находим точки статической характеристики системы при пря-
мом ходе с интервалом через 30 кгс/см2.
рш 2 в кгс/см* 0 30 60 90 120 150
рт —Рш 2 в кгс/см2 200 170 140 ПО 80 50
v в см/сек 6,86 5,84 5,00 3,75 2,92 1,87
275
По формуле (87) * аналогично определяем точки статической
характеристики системы при обратном ходе поршня:
„ 2» • 980 • 0,6» nQ ,
С2 =--------------:-----= 93 см/сек.
80 • 200 • 0,95 • 10“3
2 в кгс/см* 0 30 60 90 120 150
рт — Рш 2 в кгс/см2 200 170 140 НО 80 50
v в см/сек 59 53 45 37 28 19
Статические характеристики системы и их линеаризирован-
ные графики приведены на рис. 165, откуда видно, что линеари-
Рис. 165. Статические характеристики системы и их
линеаризированные графики:
1 - линеаризированная характеристика системы для прямого
хода поршня; 2 — линеаризированная характеристика системы
для обратного хода поршня
зированный и точный графики статической характеристики систе-
мы при прямом ходе совпадают. Следует заметить, что чем мень-
2k
ше абсолютная величина коэффициента ---------- под корнем фор-
_________ ГрчРъ
* При обратном ходе слив жидкости из тормозной полости цилиндра
также свободный, а дросселирование также осуществляется на стороне ра-
бочей полости цилиндра.
276
мулы (87), тем полнее будет совпадение действительной и линеа-
ризированной характеристик.
Установим угловой коэффициент kn статической характе-
ристики системы при прямом ходе (рис. 165):
, = 6,9-1,9 = 0,033 см9
150 сек-кгс
Установим время прямого холостого хода. По условию зада-
чи прямой холостой ход происходит при Рш = const = 0.
В таком случае b = 0 и скорость поршня определяется по фор-
муле (123), в которой
В = 0, х, =—А
2000
0,033 . 1500
При таком значении Х2 и заданном пути прямого холостого
хода = ЮО см влияние величины в формуле (123) пре-
небрежимо мало. Поэтому vx ~ ил\ = 6,86 см!сек. Время прямо-
го холостого хода tx =--- = 14,5 сек.
6,86
Установим закон движения поршня при рабочем ходе. Для
этого разбиваем интервал s = 26 см на два участка (рис. 164)
и определяем значения угловых коэффициентов Ь1 и Ь11 на этих
участках:
д1 = 90~40 • 10» = 3 • 10» кгс1см\
16,5
1 тт 242 — 90 1 п r-t «л» .
6П =--------= 16,7 • 103 кгс см.
26—16,5
Определяем значения корней Л4 и (см. сгр. 246) для на-
чального участка: ________________________
-------2000-- Г , 2000 y_3Ug_ ~ „ 05
2 • 0,033 • 1500 I/ \2 - 0,033 • 1500/ 1500
Х3 = — 20,2 — 20,15 = — 40,35.
Вычисляем критерий динамичности системы (формула (146)].
Для этого определяем предварительно значение 8, пользуясь
формулой (136):
е = | | — = 0,05 ----0,033'3' 10> ж 0,0005.
1 I<*1 Fp ’ 2000
Подсчитываем значение критерия динамичности системы:
| Ха— е | = 40,35 + 0,05— 0,0005 |
е 0,0005
е^ж0,0005-3 «0,106,
277
где ts ~ 3 сек — время прохождения поршнем начального
участка рабочего хода.
Результат показывает, что скорость поршня t»(s) на рас-
сматриваемом участке может с высокой точностью определять-
ся по статической характеристике системы, т. е. непосредствен-
но из графиков на рис. 164 и 165 можно строить по точкам
искомый график v(s).
Уточняем время t = t(s) по формуле (95):
-----------------—х
0,033 ’ о ' 0,434
2-10»
40 • 10s
6,9 — 0,033————
2-10» о ЙЯ
-------------------------------= 2,88 сек.
40 • 10» \ 3-10»
6’9_0’033ТП^")-0,033ТЛ^ •16,5
x log
Выясняем показатели движения для конечного участка рабо-
чего пути. Определяем значения корней Xi и Хг:
= — 20,2 + 1 / 20,22 — 16,7 ‘ 10> = — 0,28;
У ’ 1500
X. = — 20,2 — 19,92 = — 39,94.
Вычисляем значения неравенств в формуле (146):
8 = 1 — 0,281 — 0:033' 16,7 ' 108 = 0,002.
1 1 2000
Нг-Х1-е| = 1-39,94 + 0,28 - 0,0021 1(ю
е 0,002 "
Время прохождения конечного участка ta < —-—, где путь
&КОН
(из графика на рис. 164) s = 26—16,5 = 9,5 см, скорость (из
трафика на рис. 165) vK0H = 1,9 см]сек. Следовательно, ta <
<— < 5 сек. Тогда e/s = 0,002 • 5 = 0,01 <С 0,106.
1,9
Полученные цифры показывают, что и на конечном участке
рабочего хода скорость и время движения поршня можно
определять с высокой точностью непосредственно из статической
характеристики системы.
Уточняем время прохождения конечного участка по форму-
ле (95). Предварительно определяем из статической характе-
ристики системы (рис. 165) и графика силы (рис. 164) скорость
v в точке s = 16,5 см-.
90-10» лс , ,
рш =-------— = 45 кгс см2.
2-10»
278
тогда v = 5,4 см/сек,
t, =---------------!---------log-----------5’4 -7;-=
о,озз-!^-!?-.о..з4 5.4 - 0,033 9.5
2-10® 2-10®
= 8,35 • 0,322 = 2,8 сек.
Находим время, потраченное на подъем давления в рабочей
полости цилиндра:
t 2000(100 + 26) • 242 • 10» Q g
2000 • 104 • 1,9 • 2000 ’ K‘
В данном примере это время незначительно. График эквива-
лентной силы, полученный с учетом сжимаемости жидкости
(стр. 273), будет иметь угловые коэффициенты &1 и Ьи незначи-
тельно большие, чем найденные. Корни М и Х2 на обоих
участках рабочего пути останутся разными, действительными
и отрицательными. Следовательно, в данном примере сжимае-
мость жидкости не изменит найденного (без учета этого факто-
ра) характера движения поршня, отражаемого уравнениями
(100) и (102).
Выясним показатели обратного движения поршня. По усло-
вию ptu(s) = const, поэтому b = 0. Из графика (рис. 165)
, 61 — 20
= 0,27; Х1 = 0;
150
---—-----= —0,49.
0,27 • 1500
Скорость поршня определяется формулой (123). Значение
установившейся скорости
о = 61 — 20 • 10^.= 38 см/сек.
у 200
Фактическая скорость поршня нарастает до значения 0,95иу
через 6 сек. Время движения поршня — < t8 < — + о. При
38 38
необходимости значение ts можно вычислить точно по форму-
ле (122). В связи с малым значением величины —возмож-
2k пт
но возникновение колебаний при движении поршня. Определим
величину Ь, начиная с которой возникновение колебаний неиз-
бежно. Эта величина определится из неравенства
(——V— — <0,
\ 2Л„т ) т
F2
откуда b
279
Подставляя значения величин, получаем:
. 2002
С? ,
4 • 0,272 • 1500
откуда b 100 кгс/см.
Таким образом, даже при очень пологих возрастающих кри-
вых Рш(з) будут возникать колебания поршня. Эти кривые
могут быть значительно более крутыми, если увеличить
площадь Fp2. При этом увеличение площади Fp2 от 200 до
~ 350 см2 не вызовет увеличения времени обратного хода.
Полезный эффект увеличения площади Fp2 будет особенно за-
метен при работе рассмотренного привода в режиме непрерыв-
ных возвратно-поступательных движений с малым ходом. Таким
образом, все показатели движения рассматриваемой системы
установлены, а при их наличии определение затрат энергии
и коэффициентов полезного действия не представляет труд-
ностей.
На основании результатов, полученных в данном разделе,
можно сделать следующие выводы.
1. Центробежные насосы могут успешно применяться для
привода гидравлических прессов и в ряде случаев обеспечивать
более высокие показатели (быстроходность и экономичность)
гидравлического привода по сравнению с объемными насосами.
2. Действительная характеристика Q—р насосов как центро-
бежных, так и объемных падающая. При определении законов
движения поршня этот факт необходимо учитывать, чтобы из-
бежать возможных грубых ошибок. Такие ошибки возможны
также, если не учитывать влияние движущихся масс и сжимае-
мость жидкости.
3. Движущиеся массы и сжимаемость жидкости оказывают
не только количественное, но даже и качественное влияние на
закон движения поршня. При некоторых комбинациях парамет-
ров Fp, kn, b, т системы они могут вызвать колебания поршня
при его движении. При работе привода в режиме непрерывных
возвратно-поступательных движений с малым ходом расчетное
время одного цикла, определенное без учета движущихся масс,
может резко отличаться от действительного времени в меньшую
сторону. Поэтому в оправданных случаях гидравлический при-
вод необходимо рассчитывать по динамическим характеристи
кам. Для практического выполнения такого расчета в данном
разделе приведены соответствующие формулы.
4. По условиям расчета гидравлические приводы можно раз-
делить на статические и динамические на основании критериев
динамичности [см. формулы (146), (149)]. Эти критерии позво-
ляют заведомо установить допустимость расчета привода без
учета движущихся масс, за счет чего значительно сокращается
трудоемкость расчета без заметного влияния на результат. Рас-
280
чет привода без учета движущихся масс производится по стати-
ческим характеристикам системы. Метод построения статиче-
ской характеристики v—рш системы, основанный на линеариза-
ции характеристики Q — р насоса и графика Рш($) силы,
действующей на шток поршня, изложен в данном разделе.
5. При расчетах динамических систем сжимаемость жидко-
сти можно учитывать с помощью изложенного в данном разделе
способа построения графика эквивалентной силы Рэ.ш(з)-
Учет сжимаемости жидкости в применении к статическим
системам рассмотрен отдельно в разделе 17.
16. СВОЙСТВА И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ СПЕЦИАЛЬНЫХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ
Приводы с насосом, производительность которого
автоматически регулируется по закону pQ = const
Такие приводы применяют в тех случаях, когда рабочая
операция, выполняемая гидравлическим исполнительным меха-
низмом, характеризуется возрастающим, убывающим или
экстремальным графиком силы Рш($), действующей на шток
поршня (плунжер), и когда требуется осуществить эту опера-
цию в минимально возможное время, определяемое заданной
номинальной мощностью WH двигателя.
Пусть заранее известны следующие величины:
Wo — наибольшая допустимая нагрузка двигателя по
мощности за время tp выполнения заданной рабо-
чей операции;
Pw\s) —график (или аналитическое выражение) силы, при-
ложенной к штоку поршня;
Fp — рабочая площадь поршня.
Задача состоит в том, чтобы определить такой закон регули-
рования производительности насоса, при котором время выпол-
нения операции будет минимальным, а потребляемая при этом
насосом мощность не превысит величины Wq. Наиболее полное
и выгодное по энергетическим показателям (т. е. отличающееся
наиболее высоким к. п. д.) решение рассматриваемой задачи
достигается применением маховика и насоса с соответствующей
постоянной производительностью, так как при этом располагае-
мая мощность двигателя используется не только в период tp вы-
полнения рабочей операции, но и в период паузы, а следова-
тельно, и в течение всего времени Т одного’полного цикла.
Искомая постоянная производительность насоса, обеспечи-
вающая минимально возможное время tp и, следовательно,
минимально возможное время Т цикла, определяется при этом
из следующего уравнения:
Ап + Ат =WH(tx + tp), (150)
281
W-
к-------т
Рис. 166 График мощности, потре-
бляемой насосом за время одного
полного цикла работы исполни-
тельного механизма:
W н — потребная номинальная мощ-
ность двигателя; А' — энергия, отда-
ваемая маховиком за время Т
где Ап — площадь графика Рш($);
Ат — потери энергии за время цикла Т в насосе и гидрав-
лической системе
tx — заданное время паузы (холостого хода) насоса;
отсюда
An+Ar-WHtx (151
Момент инерции JM маховика
можно определять, например, пу-
тем следующего приближенного
расчета.
1. Строим график мощности,
потребляемой насосом за время
Т одного цикла работы исполни-
тельного механизма (рис. 166).
2. Определяем площадь А' это-
го графика, расположенную над
линией W = WH = const, и соот-
ветствующий ей интервал време-
ни Т'.
3. Из приближенного уравнения
A’ ДЕ -у- (©max — ®min)
определяем
2 2 *
штах шт1п
где
COmln ~ — К —
®тах ~+ 0,5 (£0f — £ОЛ) = 0,5 0)J;
здесь сос — синхронная угловая скорость вала двигателя;
(Он — номинальная угловая скорость вала двигателя.
4. Из приближенного уравнения
~ ®niax
определяем время перегрузки двигателя:
•jw _ ^тах
В
где
1,5М„
—-----— .
Jm
1 Порядок определения потерь Ат рассматривался в разделе 14.
282
5. Проверяем выполнение неравенства:
Приведенный расчет сугубо приближенный и предназначен
только для, первоначальной оценки величины JM при условии,
что соблюдается следующее неравенство:
Ап+Ат ^WH-T.
Более точные методы определения величины JM можно найти
в многочисленной литературе по электроприводу.
В тех случаях, когда величина Ап значительна, а площадь
графика Рш(з) существенно меньше площади прямоугольника
Р-х. *$» требуемые размеры маховика могут оказаться конструк-
тивно неприемлемыми. Применение пневмогидравлических ак-
кумуляторов при таких графиках Pw(s) нерационально из-за
низкого к. п. д. Именно в этих случаях находит оправдание при-
менение насосов с автоматическим регулированием производи-
тельности по закону pQ = const как средства пдвышения произ-
водительности машины за счет увеличения коэффициента ис-
пользования мощности двигателя в периоды выполнения опера-
ций. Естественно, что при таком решении рассматриваемой
задачи невозможно достигнуть тех же результатов, что в случае
применения насоса постоянной производительности с достаточ-
ным маховиком. Коэффициент использования мощности двига-
теля (а следовательно, производительность машины) и коэф-
фициент полезного действия окажутся при таком решении
более низкими. Коэффициент использования мощности двигате-
ля понизится в связи с недогрузкой двигателя в периоды пауз.
Коэффициент полезного действия всего механизма понизится
из-за недогрузки двигателя (двигатель обеспечивает наиболь-
ший к. п. д. при номинальной нагрузке) и резкого понижения
к. п. д. насоса в интервале времени, соответствующем его рабо-
те при высоких значениях давления. При этом может оказаться,
что для некоторых графиков силы отличающихся значи-
тельной протяженностью интервала высоких значений ординат
(рис. 167), производительность машины и к. п. д. цикла ее
работы будут ниже не только по сравнению с рассмотренным
случаем маховикового привода постоянной производительности,
но и по сравнению с обычным безмаховиковым насосным при-
водом постоянной производительности.
При проектировании привода необходимо производить срав-
нительный анализ, прежде чем остановиться на применении
насоса с регулированием производительности по закону pQ =
= const.
283
Выясним особенности характеристики рассматриваемого на-
соса. Его идеальная (теоретическая) характеристика опреде-
ляется уравнением
pQ = const. (152)
Значение постоянной в правой части уравнения (152) опре-
деляется величиной допустимой нагрузки двигателя по мощно-
сти Wg. Действие механизма изменения производительности 1
ограничено определенным интервалом давлений рнач^Р^Ркон-
Величина конечного давления ркон определяется настройкой
предохранительного клапана.
Рис. 167. Фактическая и линеаризированная
кривые силы прессования
Величина начального давления рНач определяется на основа-
нии известного значения наибольшей возможной производитель-
ности насоса QM6 из уравнения
/>«. = -?-• (153Г
Qh6
В таком случае идеальная характеристика насоса (рис. 168,
кривая /) может быть записана аналитическим выражением:
Qu О-нб* * 0 < Р Рнач>
Qu = ~'> Рнач<Р< Ркон- (154)
р
Реальная характеристика таких насосов заметно отличается*
от идеальной. По мере приближения давления р в нагнетатель-
1 Сведения о конструктивных особенностях насосов с регулированием
производительности по закону pQ = const можно найти в книге Б. В. Роза-
нова {32].
* В уравнении (153) Wd измеряется в кгс -м/сек, QH6 — в мЧсек.
284
ном коллекторе насоса к значению ркон реальная характеристи-
ка насоса (рис. 168, кривая 2) все интенсивнее отклоняется от ’
идеальной характеристики. При этом величина отношения
®*онр (где Qkoh.p — конечная производительность по ре-
Qkoh.u
альной характеристике насоса) тем меньше, чем больше интер-
вал давлении (рнач, Ркон), в котором происходит действие меха-
низма регулирования производительности.
Легко заметить, что при некотором значении рпред величина
этого отношения уменьшится до нуля (т. е. насос перестанет
выдавать жидкость), хотя по идеальной характеристике этому
значению предельного давления
соответствует некоторая произво-
дительность Qu>0. Обычно рКОн
заранее известно и определено
значением давления, на которое
рассчитана обслуживаемая насо-
сом гидросистема. При этом есте-
ственно назначить некоторую
приемлемую величину отношения
Рис. 168. Характеристики насо-
са с регулированием производи-
тельности по закону
pQ=const:
1 — идеальная характеристика Qu;
2 — реальная характеристика Q р
Я^=у>0, (155)
QK0H.u
соответствующую давлению рКОн,
а также абсолютное значение ре-
альной конечной производитель-
ности Q кон.р>
Если значения у и QKoh-p назначены, то этими величинами
автоматически определены как значение QKoh-u (из условия
- = у V так и потребляемая насосом в интервале регулиро-
Qkoh.u /
ВаНИЯ постоянная МОЩНОСТЬ (из условия Qkoh-uPkoh = const =
= Wd). Таким образом, для характеристики насоса с регулиро-
ванием производительности по закону pQ = const необходимы
по крайней мере четыре следующих параметра: рКОн, Qkoh.u, у,
При этом механический к. п. д.
________________________ Укон Qkoh.p
Ркон Qkoh.p 4“
где WM — мощность, затрачиваемая на механические потери.
Постоянная мощность, потребляемая насосом в интервале
(Р нач, ркон), определится формулой
U7 = Qkoh u Ркон ‘ — Qkoh-p Ркон ' "
-Цм V Ди
(156)
(157)
285
где у есть не что иное, как гидравлический к. п. д. насоса, со-
ответствующий давлению ркон.
В интервале (рНач, ркон) мощность механических потерь
можно принимать величиной постоянной, поскольку увеличение
сил трения в поршнях (при увеличении давления), примерно
пропорциональное давлению, компенсируется сокращением ско-
ростей их движения, которые обратно пропорциональны давле-
нию. Некомпенсированными остаются лишь силы трения
в опорных подшипниках вала насоса, которые составляют не-
большую долю от сил трения в поршнях. Даже при допущении
= const из уравнения (156) следует, что г|Л с увеличением
давления уменьшается. Это происходит потому, что произведе-
ние pQp (где Qp — реальная производительность насоса) есть
функция, уменьшающаяся с увеличением р, поскольку кри-
вая Qp (рис. 168, кривая 2) падает круче кривой Qu, соответ-
ствующей условию pQu = const.
Гидравлический к. п. д. насоса при увеличении давления р
также уменьшается. Гидравлические потери складываются из
двух составляющих: потерь на внутренние утечки qt через поса-
дочные зазоры поршней и механизма распределения жидкости
(для насосов с бесклапанным распределением) и потерь q2 на
сжатие жидкости в «мертвых» объемах цилиндров насоса:
9i ~ CiP< (158)
где Ci — постоянный коэффициент.
q2-^— пр, (159)
ЕЖ
где VM — мертвый объем цилиндров насоса;
п — число оборотов вала насоса;
Еж — модуль упругости жидкости.
Коэффициент Ci зависит от размеров и числа поршней, т. е.
от величины наибольшей возможной производительности насоса.
При изменении хода поршней под действием механизма регули-
рования производительности этот коэффициент практически не
меняется, т. е. Ci ~ const. Величина же VM остается постоянной
при изменении хода поршней только для некоторых конструкций
аксиально-поршневых насосов, у которых положение верхней
мертвой точки хода поршней при регулировании производитель-
ности не изменяется, а изменяется лишь положение нижней
мертвой точки, которая при действии механизма изменения
производительности приближается к верхней мертвой точке *.
В большинстве же случаев, в том числе у всех регулируемых
радиально-поршневых насосов, положение верхней мертвой точ-
ки при действии механизма изменения производительности при-
1 См„ например, в работе (13] стр. 72.
286
ближается к центральной точке хода поршня. То же происходит
и с нижней мертвой точкой. Поэтому у таких насосов VM —
величина переменная. Наименьшее значение Ум = Умо соответ-
ствует наибольшему ходу поршней. Наибольшее значение VM =
= Умо + f*—-m (где А —ход поршня при полной производи-
тельности насоса, f — площадь поршня, т — число поршней)
соответствует нулевому ходу поршней.
При числе оборотов вала насоса за единицу времени п на-
чальная идеальная производительность насоса
Qhqh.u = mnfh,
откуда
fhm __ Q нач.и
~~2~ ~ 2п 9
В таком случае величину VM можно записать в функции
идеальной производительности насоса следующим выражением:
Vm = Vm0 + (Qwa,u “ Qa)- (160)
Реальная производительность насоса
Qp = Qa—ciP~ nP-
Еж
Подставив значение Ум, получим
Qp = Qu — P ~ У MO + (Qhm.u
L ^ж
Заметив, что в интервале (рНач, Ркон)
п ______________________ const_ W
^си — —— — — ,
Р Р
можно выразить реальную производительность Qp в функции
давления:
(161)
п 17 । ®нач,и\
F л0 ‘ ’
‘-‘Ж -^ж /
ж
{Риач<Р<Рко.У (162)
Искомое аналитическое выражение для реальной характери-
стики насоса в итоге может быть записано в следующем виде:
Qp — Онач.и
\ пж /
(О < Р < РначУ
Ь —р IС1 + —Умо +
^пж \ ^ж
, ®нач.и\
+ 2ЕЖ)'
(163)
(Рнач
287
Для насосов, у которых величина VM не изменяется при дей-
ствии механизма регулирования производительности, реальную
характеристику можно записать следующим выражением:
Qp — Qnav.u р I Ci 4* ~ Уме
\ Еж’
(О < Р < Рнач)>
( S'* f 17 \
QP —----------р 1^1 + — Кио ,
Р ' Еж /
(164)
(Рнач Р Ркон)"
Величина W в выражениях (162) — (164) определяется фор-
мулой (157).
Изложенные особенности рассматриваемых насосов должны
учитываться при назначении диапазона регулирования хода
поршней. При отсутствии экспериментального графика реальной
характеристики насоса последнюю можно построить на основа-
нии ее аналитического выражения (163) с точностью до распо-
лагаемых данных о коэффициенте Сь
Теоретическую кривую изменения гидравлического к. п. д.
насоса ^г= —легко построить с помощью выражений (154)
и (163). На основании изложенных сведений наилучший вариант
решения задачи о выборе насоса (насос постоянной производи-
тельности с маховиком, насос с регулированием производитель-
ности по давлению, насос постоянной производительности без
маховика) может быть установлен путем сравнительного
анализа.
Пример. Заданием определены следующие исходные данные:
номинальная мощность двигателя WH = 200 кет. График силы
Рш($) (рис. 167). Время паузы после рабочего хода tx = 20 сек.
Усилие при обратном ходе Рш-об ~ 0. Рабочая площадь поршня
при прямом ходе Fp\ = 3750 см2. «Мертвый объем» цилиндра
в начале рабочего хода Vo = 0,6 м3. Рабочая жидкость — масло
(Еж = 10000 кгс]см2). Ход приближения и обратный ход укла-
дываются во времени паузы. Система статическая.
Требуется установить оптимальный вариант привода.
Вариант первый: насос постоянной производительности без
маховика.
Давление
в точке хода s = 3 см,
600. Ю3 1ЛП , 2
Ра =---------= 160 кгс см .
™ 3750
Давление в точке хода s = 15 см,
810 . 10»
Р1Ь
3750
= 216 кгс/см2.
288
Допустимая по мощности производительность насоса в точке
s = 15 см.
п 612U7 [612-200 сс- ,
Qu =------= —^7— = 567 л/мин.
Ри 216
Время рабочего хода
. 3750-15 . 0,6-10»О1С 1 пюо о
t„ =------»--—1--------216-----= 0,122 мин т 8 сек.
р 567 • 10» 10* 567
Время цикла Г = 28 сек.
Теперь можно построить график потребляемой мощности
с учетом потерь энергии в насосе и уточнить полученную цифру
его производительности, которая, вероятно, окажется не-
сколько больше, а время цикла — соответственно несколько
меньше.
Порядок выполнения такого расчета рассматривался в раз-
деле 14.
Вариант второй: насос постоянной производительности с ма-
ховиком.
Согласно формуле (151) и графику (рис. 167)
, I /110+6001 . ,600 + 810\
*₽ = [(—~~) 3-10»+ (--2—) (15-3) 10» +
1
0,6.10е 1
---— 2162 — 200 . 102 • 102.20 •
2 • 104 I 200-102.102
Время оказалось отрицательным. Это означает, что при за-
данном графике силы Рш($) и паузе 20 сек заданная мощ-
ность двигателя 200 кет излишняя и ее полное использование
во времени невозможно. При заданной паузе и заданном графи-
ке в данном варианте привода оказывается достаточной
мощность двигателя 1
47 ~ » +М 3.10. + /М) (15 - 3) ,0. +
/ж+о 1\ 2 / \ 2 ;
0,6 • 10» 1 1
2-10* J 20
= 61,5 - 104 кгс'см ^60 кет.
сек
Если же сохранить мощность двигателя заданной, то имеется
возможность сократить время Т = tx + tp до величины
А„ + Ат _ 12300 -10» _ fi
1 — о сек.
WH 200 • 102 • 102
1 Как и в первом варианте, потери энергии Ат в насосе не учитываем,
поскольку порядок их определения был рассмотрен в разделе 14.
Ю Заказ 1299 289
Вариант третий: насос с автоматическим регулированием
производительности по давлению.
Конечная идеальная производительность
~ 612IF .
— 567 л/мин\
Ркон
Выбирается насос с наибольшей производительностью:
QwaH-u = 1500 Л!мин.
Внутренние утечки при давлении 200 кгс/см2 принимаются
равными 10% от QWa4 u. Тогда
п 1500 • 0,1 -10» 1О с 5,
Су =------------= 12,5 см5 сек • кгс.
60 • 200
Число оборотов вала насоса п = 500 об]мин.
Максимальный полезный объем цилиндров насоса
Начальный мертвый объем V^o = 0,1 Уш = 0,3 дм3.
Начальная настройка механизма регулирования хода
поршней:
Рнач = Ркон^^ = 216 — ж 80 кгс/см2.
Рнач 1'“>*(1начи 1500
По формуле (163) определяем значения фнач-Р и QK0H.p:
Цнач „ = 1500— — 80 (12,5 + 500 3 • 102
р 60 \ 60-10*
= 24 • 10» см?!сек,
«„„=200. 10- (-L+-J_)-216(12,5 +
SOO . 3<Ю 1500-10* 1 _ .
60 • 10* 2 • 10* • 60 /
Аналогично подсчитываем значения Qp для двух промежу-
точных давлений из интервала (80, 216) через промежуток
45 кгс!см2:
Qpi26 — 14,2-103 см3/сек\ Q.pn0 = 9,42-103 см3/сек.
Реальная характеристика насоса и ее линеаризированный
график изображены на рис. 169.
Линеаризированная характеристика системы (рис. 170)
в данном случае 1 получается путем умножения ординат харак-
1 В данном случае по смыслу задачи установки дросселей не требуется,
а сопротивление трубопроводов должно быть пренебрежимо малым. Поэто-
му статическая характеристика системы является копией статической харак-
теристики насоса в масштабе ' -—.
FP1
290
теристики насоса (рис. 169) на величину —. Время движения
Fpi
поршня, соответствующее интервалу давлений 0 < р рпа.ч =
= 80 кгс/см2, в котором Vi ~ const,
= — = — = 0,2 сек.
6,4
Путь Si определен из графика (рис. 167) по усилию
Pi = 80 FPl = 80 • 3750 = 300-10’ кгс.
Время движения поршня
в интервале давлений 80<р^152
Рис. 169. Характеристика насоса:
1 — реальная характеристика; 2 — ли-
неаризированная характеристика
Рис. 170. Линеаризированная ха-
рактеристика системы
Координата «2 = 3 см (определена из рис. 167 по величине
силы Рг = 152 Ppi ~ 600 тс);
, 600 — 300 1П, >о , ч
Ьг =--------------10® = 48 кгссм3
(3— 1,3)3750
(определен по графику на рис. 167).
Vmi — knB\ = 6,4 см/сек — скорость в начальной точке р —
= 80 кгс/см2 рассматриваемого интервала (рис. 170);
L =---------5------ log---------—---------= 0,37 сек.
0,043 - 48 - 0,4343 6,4 - 0,043 - 48(3—1,3)
Определим время движения поршня в интервале давлений
152 <р С 216.
Координата S3 = 15 см; коэффициент
ь = 810 — 600--- 10, = 4 67
(15 — 3) • 3750
291'-
1(Р
коэффициент
* 2,98-1,65
216—152
— knBx = 2,98 (рис. 170).
Отсюда
t __________1________j ____________2,98___________5 -
8 0,020.4,67.0,4343 °® 2,98 — 0,020 • 4,67(15 — 3) ~ ’ СвК'
Время рабочего хода
tp = 0,2 + 0,37 + 5,6 = 6,17 сек.
В итоге оказалось, что в данном примере использование на-
соса с регулированием производительности по давлению, имею-
щего утроенную начальную производительность, по сравнению
с первым вариантом позволило сократить время рабочего
хода всего лишь на 8—6,17 юо — 24% и время цикла на
—— 100 = 7%. Потери энергии в третьем варианте будут
больше, чем в первом, что очевидно даже без подсчетов.
Таким образом, лучшим вариантом является второй, худшим
вариантом — третий.
Рассмотренный пример иллюстрирует высказанное ранее
положение о том, что применение насосов с регулированием про-
изводительности по закону pQ = const в ряде случаев приводит
к отрицательному эффекту.
Приводы со ступенчатым регулированием
производительности
Такие приводы применяют для сокращения времени движе-
ния исполнительных механизмов, а также для регулирования
скорости рабочего процесса. Ступенчатое регулирование произ
водительности осуществляется либо за счет применения п-плун-
жерного насоса, в котором плунжеры от 1 до п — 1 могут вы-
ключаться из работы, например в результате принудительного
подъема всасывающих клапанов (см. раздел 10 и рис. 93), либо
в результате применения п насосов, из которых п — 1 могут вы
ключаться !.
В обоих случаях ступенчатое регулирование производитель-
ности обеспечит более высокий гидравлический к. п. д. выпол-
няемой операции по сравнению с вариантом плавного регулиро-
вания путем изменения длины хода поршней насоса. Это
1 Выключение насосов производится или путем остановки их двигателей
или путем применения циркуляционных (охолостительных) клапанов. В слу-
чае применения центробежных насосов для этого может быть использован
способ, схема которого приведена на рис. 158.
292
вызвано тем, что при принудительном подъеме всасывающего
клапана соответствующий плунжер насоса полностью разгру-
жается от давления и, следовательно, гидравлические и механи-
ческие потери энергии, связанные с его движением, становятся
пренебрежимо малыми. При способе регулирования производи-
тельности путем остановки нескольких насосов эти потери
исключаются полностью.
Следует Отметить также способ ступенчатого регулирования
производительности насоса путем применения двух- или трех-
скоростного электродвигателя. Этот способ обеспечивает значе-
ния гидравлического и механического к. п. д. привода на вы-
соком уровне.
Комбинация многоскоростного двигателя с насосом (насоса-
ми), допускающим ступенчатое регулирование производитель-
ности, дает возможность получить весьма широкий диапазон
регулирования. Так, например, при трехскоростном электродви-
гателе в комбинации с трехступенчатым насосом можно
получить девятикратное изменение производительности, что
в большинстве случаев вполне удовлетворяет практическим за-
просам.
На основании изложенного следует, что ступенчатое регули-
рование производительности позволяет получить более высокий
к. п. д. привода. Поэтому не следует увлекаться применением
насосов с плавным регулированием производительности, если
это не диктуется технологическими требованиями и если по
условию технологической задачи допустимо ступенчатое регули-
рование. Это замечание приобретает особую значимость тогда,
когда в ходе процесса необходимо по тем или иным причинам
значительную часть времени работать при высоких давлениях
и при сниженной во много раз производительности насоса.
Плавное регулирование производительности за счет уменьшения
хода его поршней вызовет в этих случаях не только увеличенные
потери энергии, но и соответствующий им увеличенный нагрев
рабочей жидкости. Если рабочая жидкость — минеральное
масло, то время его службы (из-за усиления окисления от
увеличенного пенообразования и увеличенной температуры) со-
кращается примерно пропорционально уменьшению гидравличе-
ского к. п. д. привода.
Сформулируем задачу, с которой наиболее часто приходится
встречаться при использовании способа ступенчатого регулиро-
вания производительности.
Пусть заданы: график возрастающей силы Рш($), приложен-
ной к штоку поршня; допустимая величина Wq нагрузки двига-
теля по мощности и число N ступеней производительности.
Требуется установить такой ряд Qi, Q2,...» Qn производи-
тельностей, при котором время ts движения поршня на заданном
пути S будет наименьшим.
293
На основании графика Рш(з) (рис. 171) строим график
= (165)*
гш \s)
Рис. 171. Кривая Q(s) изменения производи-
тельности насоса по закону постоянной потреб-
ляемой мощности и вписанный в нее график
ступенчатого изменения производительности-
с N ступенями
производительности, изменяющейся в соответствии с законом
Qp = const = Wq. Заранее известно, что при ограничивающем
условии W = Wq такой график обеспечивает наименьшее время
движения поршня на пути S за счет полного использования рас-
полагаемой мощности Wq на всем пути S поршня.
Теперь легко заметить, что решение сформулированной за-
дачи сводится к тому, чтобы расположить точки Qi, Si; Q2, s2;
Q3, $з;...; Qn, S ступенчатого графика на плавной кривой
(рис. 171) так, чтобы
этот ступенчатый гра-
фик производительно-
сти был максимально
приближен к плавному
графику, описываемому
формулой (165).
Очевидно, что сте-
пень такого приближе-
ния зависит от числа
N. Нетрудно заметить
также (рис. 171), что
деление интервала S
на N равных участков,
концы которых опреде-
ляют равномерно рас-
положенные точки sb
s2, $з, ...» Sw и соответст-
вующие им производи-
тельности Qi, Q2, <2з,...
..Qn, даст решение поставленной задачи лишь в единственном
частном случае, когда сила Рш($) изменяется по закону
Рш (s) = --°— - = - WdFp ,
A — Bs A — Bs
которому соответствует производительность Q(s)', выражаемая
формулой
Q(s) = ^p. =A — Bs,
Рш(*)
т. е. линейным графиком (рис. 172).
* В формуле (165) мощность Wg принимается в кгс см/сек, а произво-
дительность Q(S)—в см31сек.
294
При любом другом законе изменения силы Рш($) решение
поставленной задачи возможно при делении интервала S на N
неодинаковых участков L Положение точки = S заранее из-
вестно. Поэтому задача свелась к определению положения
точек sb s2, ..., внутри интервала S.
В случае, когда N = 2, требуется установить положение
лишь одной точки $i. Это легко сделать, если заметить, что
степень приближения ступенчатого графика Q(s) к непрерывно-
му графику Q(s) можно оценивать величиной площади ступен-
чатого графика. Наибольшее при-
ближение будет достигнуто тогда,
когда площадь
ч а того
вписанного ступен-
графика достигнет своего
максимума. В таком случае положе-
ние искомой точки Sj определяется
из уравнения
^[sQ(s) + (S—s)Q(S)] __Q,
ds
следую-
(166)
необхо-
Рис. 172. График Q(s) изме-
нения производительности
насоса по закону постоян-
ной потребляемой мощности
для частного случая, когда
D ( \ р
сила Рш($) = ——— —,
А—-В (s)
и соответствующий этому
случаю график ступенчато-
го изменения производи-
тельности с распределением
интервала S на N равных
участков
которое удобнее записать в
щей форме:
sQ'(s) + Q(s) = Q(S).
В случае когда N = 3,
димо выяснить положение двух то-
чек S] и s2. В этом случае площадь
ступенчатого графика
^(Sb s2) = Q(s1)s1 + Q(s2)(s2 — Sj) н-
+ Q(S)(S-s2). (167)
Для того чтобы исследовать
функцию F(si, s2) на максимум,
удобнее вместо переменной $i при-
нять переменную $1 = Л2$2> где k2 — некоторое постоянное число
из интервала 0<Л2<1. В этом случае уравнение (167) можно
записать так:
F s2) = Q (&2Sg) Zj?s<> + Q (&>) S2 (1 — Q (S) (S — S2). (168)
Из уравнения (168) видно, что f(^2s2, s2) является функцией
двух независимых переменных k2 и s2, интервалы изменения
которых определяются следующими неравенствами:
О < Л:2 < 1,
0 < s2 < S.
1 Случай Pm(s) = const не учитывается, как не требующий регулирова-
ния производительности.
(169)
295
Известно [39], что максимум функции от двух независимых
переменных k2 и s2 может находиться только в той точке (k2, s2)
координатной плоскости k2s2, для которой удовлетворяются сле-
дующие два уравнения:
Fki (^2» %) — О,
Fs.(A2S2’S2)=0’
(170)
где F^ и Fs' — частные производные по k2 и s2 от функ-
ции (168).
Система уравнений (170) позволяет определить искомые
точки s2 и Si = k2s2. Аналогичным способом, обозначив s2 = A3s3>
Si = k2s2, можно получить функцию F(k2i s2, k3s3i s3) для случая
Л/ = 4, т. е. для четырехступенчатого графика изменения произ-
водительности. Эта функция уже от трех независимых перемен-
ных s3, А3, А2, интервалы изменения которых определяются не-
равенствами
0 < s3 < S,
0<А3<1,
0<А2< 1. ,
(171)
Аналогично предыдущему случаю, значение максимума
функции F(A2s2, A3S3, s3) соответствует тем значениям независи-
мых переменных А2, k3, S3, которые удовлетворяют системе урав-
нений
(А2$2» ^з$з» $з) = 0,
F k9 (^2^2, A3S3, S3) = 0,
FS, (^2^2» ^3$3> 5з) = 0.
(172)
Вычислив из уравнений (172) значения k2i k3l s3, получаем
искомые точки s3, s2 = A3s3, Si = k2s2. Легко заметить, что объем
и сложность вычислений при определении положения точек sb
s2, ..., sN быстро нарастает с увеличением числа N.
С другой стороны, с увеличениехМ N быстро уменьшается раз-
ница между площадями ступенчатого графика с равномерным
распределением точек sb s2, ..., sN и ступенчатого графика с не-
равномерным распределением этих точек, соответствующим
максимальной площади ступенчатого графика. Поэтому при
большом числе ступеней производительности можно без сущест-
венного влияния на конечный результат распределять точки sb
s2, ..., sN внутри интервала S равномерно.
Для числа ступеней N^ '6 может быть рекомендован сле-
дующий простой прием неравномерного распределения точек sb
s2, ...» дающий результат, близкий к искомому распределе-
296
нию, т. е. к распределению, при котором площадь ступенчатого
графика максимальна.
Этот способ следующий:
1. Строим кривую Q (s) изменения производительности по за-
кону Q(s)p(s) = const, т. е. определяем точки Q(s) из фор-
мулы
^дРр
Рш (3) *
2. Путь S делим на N равномерных участков ($i — 0),
(s2 — Sj),..., (sN — $n-i) и определяем приращения AQb AQ2,...
. • •, на длине каждого_участка.
3. Произвольный отрезок Si принимаем за масштабное изо-
бражение длины первого участка и находим масштабные
изображения длин S2, S3,..., SN прочих участков по следующе-
му правилу:
AQs ;
aq2 ’
AQ1
S# = Sa_ i
4. Определяем масштаб ц полученного изображения иско-
мого неравномерного распределения точек:
s si + s2+...s„
5. Определяем отрезки
Si = pSi, s2 = pS2, ... sw = pSjy.
искомого неравномерного распределения интервала S.
Указанный прием позволяет получить приближенное решение
задачи в случае, когда сила Рш(й) задана как аналитическим
выражением, так и графиком. При практических вычислениях
для случая N = 2 целесообразно пользоваться либо форму-
лой (166), если Рш($) задана аналитическим выражением, либо
определять положение точки Si непосредственно из гра-
фика Q(s), построенного на основании известного
графика Рш($), используя при этом для нахождения максимума
площади ступенчатого графика метод последовательных прибли-
жений. При N ^3 оба отмеченных способа приводят к сложным
и громоздким вычислениям, поэтому в этих случаях целесооб-
разно использовать рассмотренный прием приближенного опре-
деления точек Si, s2, ..., Sjv-i.
Пример. Определим ряд производительностей для четырех-
ступенчатого привода к прессу для пакетирования хлопка, рас-
смотренному в разделе 10. В этом случае известно (см. рис. 87),
297
что давление, оказываемое на прессующую плиту хлопком, вы-
ражается зависимостью
/ 210 \з 1
р = --------- ---------.
\180 - 0,54/ (Я„— Л)9
где Но — начальная высота хлопка в прессовом ящике, равная
3,2 м;
h = S — путь прессования.
Известна также площадь прессующей плиты F = 5400 см2,
площадь рабочего плунжера пресса Fp = 1400 см2 и допустимая
нагрузка двигателя Wg = 36 кет. В таком случае давление в ра-
бочем цилиндре пресса
210 \з з,86 38,6 , ,
Fp ~ ^180 - 0,54/ (Яо —s)9 ~ (Яо —s)9 КгС
Давление в нагнетательном коллекторе насоса равно рш, так
как сопротивление трубопровода пренебрежимо мало. Закон
изменения производительности при постоянной потребляемой
мощности
_ 36» 102 • 1Q2 • 0,8
Рш 38,6
= 7,6 • 108 — s)8 см3/сек = 7,6 (Яо — s)8 л!сек,
где т] « const «0,8— к. п. д. насоса со ступенчатым регулирова-
нием производительности.
Определяем Qs,, Qs,, Qs в точках sb s2, s3, S при
равномерном распределении пути s прессования.
Согласно рис. 87 путь s = 2,75; тогда
Qs, = 7,6 ( 3,2--= 122 л!сек,
Qs, = 7,6 (з,2 — 2 = 45,5 л/сек,
Qs, = 7,6 (з,2 — 3 )3 = 11 л/сек,
Qs, = 7,6 (3,2 — 2,75)» = 0,7 л/сек.
Определяем приращение производительности на длине каж-
дого участка:
AQj = Qo — QS1 = 7,6 • 3,2» —122 = 128 л!сек,
AQ2 = Qs, — Qs, = 122 — 45,5 = 76,5 л/сек,
AQa = Q,, —Qs,= 45,5 —11 = 34,5 л/сек,
AQ4 = Qs, — Qs, = 11 — 0,7 = 10,3 л/сек.
298
— 5 2 75
Принимаем отрезок Si = —=—1— = 0,69 м за масштабное
4 4
изображение первого участка неравномерного распределения
пути S; тогда
s2 = Sj • = 0,69-^- = 0,41 м,
2 Д<?1 128
Ss = 0,41 ——L—= 0,186 л,
3 76,5
S4 = 0,186-^- =0,055 м.
4 34,5
Определяем масштаб ц:
2,75 л лп
ц. =--------------------з- — 2,03.
г 0,69 4- 0,41 +0,186+0,0555
Определяем отрезки st, s2, s3, §4 искомого неравномерного
распределения: _ _
s, = Sjji = 0,69 • 2,03 = 1,42 м,
§2 = 0,41 • 2,03 = 0,85 л,
§3 = 0,186 • 2,03 = 0,38 м,
= 0,0555 • 2,03 = 0,11 м.
Находим искомые точки: §1 = 1,42 м, s2 = 2,27 м, §з = 2,65 м,
§4 = 5 = 2,75 м.
Определяем искомый ряд производительностей:
Qr = 7,6 (3,2 — 1,42)8 = 44 Л/сеК1
Q2 = 7,6 (3,2 — 2,27)8 = б, 1 л/сек,
Qs = 7,6 (3,2 — 2,65)з =1,3 л/сек,
Qi = Qs = 7,6 (3,2 — 2,75)8 = 0,7 л/сек.
Находим время прессования tp
t _ р ( Sl _|___________S2 | S8 I \ __
p p\ Qi Qs + Q» Q< I
= 1400 /-+- + —“ - + —25— -I-------------U-+ - 87
\ 44 - 103 6,1 • 103 1,3 • 10s 0,7 • 103/
Для сравнения вычисляем время прессования, которое было
бы в том случае, если точки s2, 5з распределить в интервале S
равномерно:
t = 1400 (—-— 4------—------1---—-----1----) = 142 сек.
р \ 122 • 10* 45,5 -10s 11-10* 0,7 • 10* /
299
Следовательно, только за счет более рационального распре-
деления точек sb s2, s3, в которых должно производиться пере-
ключение ступеней производительности привода, время прессо-
вания сокращено на 55 сек. или в 1,63 раза.
Таким образом, если точки sb s2, ..., $n-i определены, то тем
самым автоматически определен оптимальный ряд производи-
тельностей Qb Q2, ..., Qn и ряд давлений рь р2, ..., Pn-ъ при
которых должно производиться ступенчатое изменение произво-
дительности. Ряд давлений при этом определяется непосредст-
венно из графика /\u(s) по найденным точкам.
Приводы с регулированием производительности по произвольно
выбираемому закону
В каждом конкретном случае закон изменения производи-
тельности насоса (насосов) определяется графиком скорости
поршня (гидродвигателя) при выполнении данной операции.
Этот график обычно диктуется назначенными технологическими
режимами рабочих операций. В случае насосно-аккумуляторного
привода и в случае привода от объемных насосов постоянной
производительности применяется дроссельное регулирование
скорости поршня.
В разделе 14 было отмечено, что в случае насосно-аккумуля-
торного привода дроссельное регулирование не вызывает допол-
нительных потерь энергии, а в случае привода с насосами посто-
янной производительности этот способ регулирования вызывает
тем большие потери энергии, чем меньше скорость поршня,
установленная дросселем. Поэтому в приводах с объемными на-
сосами большой мощности избегают дроссельного регулирова-
ния. Скорость поршня (гидродвигателя) в этих случаях регули-
руют путем изменения производительности насоса (насосов).
Известно несколько способов плавного регулирования произ-
водительности насосов:
1. Регулирование производительности путем изменения ско-
рости вращения вала насоса. В этом случае применяют регули-
руемый электропривод системы Леонарда, привод с электро-
машинным усилителем, ионный привод. Диапазон устойчивого
регулирования скорости в первом случае около 10, во втором
и третьем случаях около 100. К. п. д. гидравлической части при-
вода при таком регулировании очень мало зависит от скорости
вращения вала насоса и находится на таком же высоком уровне,
как и при способе ступенчатого регулирования скорости. Однако
общий к. п. д. системы электропривод — гидропривод в этих
случаях понижается из-за более низкого к. п. д. регулируемого
электропривода по сравнению с нерегулируемым. По указанной
причине, а также в связи с увеличением габаритов и усложне-
нием электрической части привода такой способ регулирования
300
производительности насосов не нашел пока широкого приме-
нения.
В настоящее время наиболее широко применяются способы
регулирования производительности объемных насосов, основан-
ные на изменении длины хода их поршней.
2. Регулирование производительности насоса путем измене-
ния длины хода его поршней. В этом случае при регулировании
производительности в сторону уменьшения гидравлический и ме-
ханический к. п. д. насоса уменьшаются; уменьшение к. п. д.
особенно велико у насосов с бесклапанным распределением
жидкости и увеличивающимися «мертвыми объемами» его ци-
линдров при уменьшении хода поршней. Увеличение «мертвых
Рис. 173. Принципиальная схема регулирования производительности
насоса путем изменения фазового угла движения его сопряженных
поршней
объемов» цилиндров насоса при уменьшении хода его поршней
характерно для всех известных регулируемых радиально-порш-
невых насосов. Уменьшение хода поршней таких насосов до нуля
увеличивает «мертвый объем» его цилиндров до значения ,
где QT — теоретический объем жидкости, выдаваемой насосом
за один оборот вала. Многие конструкции аксиально-поршневых
регулируемых насосов не имеют этого недостатка. У них при
регулировании хода поршней «мертвый объем» цилиндров не
изменяется ,(т. е. не увеличивается). Зависимости, отражающие
уменьшение к. п. д. насоса при уменьшении хода его поршней,
приведены в начале данного раздела.
3. Регулирование производительности насоса путем измене-
ния фазового угла его сопряженных поршней. Принципиальная
схема этого способа приведена на рис. 173. Два поршня, движу-
щиеся в одном цилиндре, названы сопряженными. Число пар со-
пряженных поршней может быть произвольным. Производитель-
ность насоса при таком способе регулирования определяется
величиной фазового угла а = си — аг между двумя его валами
(рис. 173). Если а = 0, то и теоретическая производительность
301
насоса равна нулю (сопряженные поршни движутся в фазе).
Если а = л, то теоретическая производительность насоса макси-
мальна (сопряженные поршни движутся в противофазе). При
непрерывном увеличении угла а от 0 до л теоретическая произ-
водительность насоса плавно увеличивается от нуля до максиму-
ма. Если соединить два вала такого насоса, например, диффе-
ренциальной зубчатой передачей, то фазовый угол а и, следова-
тельно, производительность насоса можно регулировать на ходу.
Следует отметить, что конструкции насосов, основанные на
использовании такого способа регулирования производитель-
ности, не могут конкурировать с насосами, отмеченными в п. 2.
Этот способ вызывает не только вынужденное усложнение
конструкции насоса в связи с удвоением числа его поршней и ва-
лов, но и резкое ухудшение гидравлического и механического
к. п. д. при работе на малых производительностях. Если при спо-
собе регулирования производительности, рассмотренном в п. 2,
«мертвый объем» цилиндров в худшем случае (т. е. для радиаль-
но-поршневых насосов) будет возрастать на величину
Qt
2
(см. стр. 287), то в данном случае эта величина будет равна QT,
т. е. в 2 раза больше. Гидравлический к. п. д. насоса при этом
соответственно ухудшится. Но особенно ухудшается механи-
ческий к. п. д., поскольку при уменьшении производительности
насоса его сопряженные поршни продолжают работать с макси-
мальными скоростями и длинами ходов. Очевидно, что при этом
отношение полезной работы сопряженных плунжеров к работе,
затраченной на их движение, быстро стремится к нулю.
4. Регулирование производительности насоса путем принуди-
тельной задержки закрытия всасывающих клапанов. Регулиро-
вание производительности при таком способе достигается за счет
выброса части жидкости из цилиндров во всасывающий коллек-
тор через всасывающие клапаны, принудительно открытые на
некоторой части каждого нагнетательного хода плунжера. К. п. д.
насоса при таком способе регулирования будет значительно
ниже, чем при способе, рассмотренном в п. 2. Потери энергии
происходят в основном в период принудительного (неестествен-
ного) закрытия всасывающего клапана. Эти потери будут наи-
большими при настройке насоса на половинную производитель-
ность (т. е. при закрытии всасывающего клапана вблизи средней
точки нагнетательного хода поршня). В применении к быстро-
ходным насосам этот способ будет вызывать увеличенную
вибрацию трубопроводов.
По изложенным причинам отмеченный способ не может быть
отнесен к числу современных.
Из проделанного краткого обзора способов регулирования
производительности выясняется, что наилучшим способом регу-
лирования производительности объемного насоса пока что
302
является способ изменения хода его поршней. Однако необходим
мо отметить, что при регулировании производительности в сто-
рону уменьшения и этот способ может оказаться практически
непригодным из-за резкой нестабильности фактического выхода
жидкости при работе на малых производительностях с изменяю-
щимся давлением в системе. При этих условиях способ, основан-
ный на изменении скорости вращения вала насоса, т. е. первый
способ, дает'значительно лучшие результаты.
При использовании как первого, так и второго (изменение
хода поршней) способа можно значительно улучшить энергети-
ческие и регулировочные показатели привода, если заданный
глубокий диапазон регулирования охватывать за счет одновре-
менного применения как ступенчатого, так и плавного регулиро-
вания производительности. При этом, как правило, удается
обойтись двумя насосами: одним насосом с постоянным ходом
поршней и ступенчатым регулированием производительности
(например, за счет применения трехскоростного двигателя), вто-
рым насосом с плавным регулированием хода поршней и макси-
мальной производительностью, равной 7з наибольшего заданно-
го значения. При этом заданный диапазон регулирования произ-
водительности (скорости поршня) охватывается полностью
и плавно, а энергетические показатели привода и стабильность
выхода жидкости при работе на малых производительностях
существенно улучшаются.
Число ступеней производительности и соответствующая циф-
ра наибольшей подачи плавно регулируемого насоса опреде-
ляются в каждом конкретном случае на основании заданного
диапазона регулирования, заданной стабильности наименьшей
скорости поршня (гидродвигателя) и наименьшего допустимого
значения к. п. д. привода.
Бывают случаи, когда наименьшая требуемая скорость
поршня (гидродвигателя) задается очень малой — около
0,1 мм!сек (ползучая скорость). Стабильное поддержание таких
скоростей при изменяющемся давлении в системе представляет
самостоятельную задачу. Одно из возможных ее решений рас-
смотрено в разделе 21.
По вопросу регулирования скорости в приводах с центробеж-
ными насосами, которые не относятся к категории объемных,
можно отметить следующее:
1. В отличие от объемных насосов большой мощности, здесь
вполне применим наиболее простой и удобный способ дроссель-
ного регулирования производительности, что определяется ха-
рактеристикой и свойствами центробежных насосов, которые
были подробно рассмотрены в разделе 15. В этом же разделе
приведены зависимости, позволяющие вычислять потери энергии
и к. п. д. таких приводов. Эти зависимости учитывают наличие
дросселя в системе и поэтому пригодны для вычисления потерь
303
энергии и к. п. д. такого привода при выполнении рабочих опе-
раций с регулированием скорости.
2. Центробежные насосы имеют, как правило, более крутую
характеристику р — Q по сравнению с объемными насосами,
поэтому изменения скорости движения поршня при изменении
силы, действующей на его шток, будут более ярко выраженными.
При необходимости скорость поршня нетрудно стабилизировать
или регулировать по заданному закону, на основе тех же спосо-
бов, которые применяются при решении этих задач в приводах
с аккумулятором жидкости высокого давления. Одна из таких
систем регулирования и способ ее расчета рассмотрены в раз-
деле 21.
Насосно-маховиковый привод, допускающий высокие перепады
угловых скоростей
Известно, что применение маховика обеспечивает наилучшие
значения к. п. д. и установленной мощности двигателя привода.
Это положение неоднократно подтверждалось выше, при срав-
нительном анализе с другими типами приводов и при решении
конкретных примеров. Однако во многих случаях возможность
применения маховиков ограничивается несоразмерно большими
потребными значениями его диаметра и веса. Момент инерции
маховика (а значит, его размеры и вес) можно существенно
сократить, если найти способы значительного увеличения пере-
пада угловых скоростей при его работе без опасной перегрузки
электродвигателя.
Применение асинхронных электродвигателей с высоким
скольжением дает ограниченные возможности увеличения пере-
пада угловых скоростей маховика. При угловой скорости ротора
такого двигателя, составляющей примерно 0,85 (ос (где ос — син-
хронная угловая скорость вращающегося магнитного поля),
крутящий момент электродвигателя достигает максимума, а пе-
регрузка по току составляет при этом 250—300%. Дальнейшее
снижение угловой скорости приводит к снижению крутящего
момента при нарастающей перегрузке двигателя по току, дости-
гающей 500—700%. Такие толчки тока вредно сказываются на
пусковой аппаратуре и обмотках самого двигателя. По указан-
ным причинам минимальную угловую скорость маховика при
прямом соединении с валом двигателя ограничивают значением
(ОпНп 0,85 (0с«
П. П. Гордиенко 1 предложил с целью дальнейшего значи-
тельного снижения величины comin устанавливать гидравличе-
скую муфту между двигателем и маховиком (рис. 174). Харак-
теристика гидравлической муфты A4->s (где М — передаваемый
1 Авторское свидетельство № 113393 по классу 58а, 4, 1956 г.
304
муфтой крутящий момент, s = соа — сол — скольжение, ©а — уг-
ловая скорость вала двигателя, соЛ — угловая скорость махови-
ка) может быть подобрана так, что при наименьшей выбранной
угловой скорости маховика крутящий момент, передаваемый
муфтой, не превысит величины kMH (где Мн — номинальный
крутящий момент двигателя, k — коэффициент, выбранный из
интервала 1-^ k 2,5 + 3).
В таком случае минимальная скорость маховика может
быть снижена как угодно без опасения перегрузки двигателя.
Рис. 174. Структурная схема насосно-маховикового привода с гид-
равлической муфтой:
/ — электродвигатель; 2 — гидравлическая муфта; 3 — махоьик; 4 — пони-
жающий редуктор; 5 — насос
Поскольку работа, производимая маховиком на пиковых участ-
ках графика выражается формулой
Ам =—--------,
снижение comin позволяет резко снижать величину момента инер-
ции J при сохранении величины Ам. Таким образом, область
применения насосно-маховикового привода может быть расши-
рена. Существенно также то, что рассмотренный способ непря-
мого соединения электродвигателя и маховика позволяет при-
менять не только асинхронные, но и синхронные электродвига-
тели, т. е. дополнительно расширяет возможности применения
маховика L
Следует иметь в виду, что установка гидравлической муфты
приведет к некоторому снижению к. п. д. привода из-за потерь
энергии в муфте, которые определяются формулой
г
Е = J f MKp(s)dsdt,
О
где Е — энергия, теряемая в муфте;
S] — скольжение в муфте в начале цикла;
1 О выборе асинхронного или синхронного двигателя см. на стр.
224—228.
305
s2 — скольжение в муфте в конце цикла;
Т — время одного цикла.
Величина снижения к. п. д., а следовательно, и решение
о применении рассмотренного способа должно определяться
в каждом конкретном случае на основе анализа графика на-
грузки насоса за время цикла Т.
Насосно-маховиковый привод с устройством,
уменьшающим потери энергии на упругое сжатие жидкости
в рабочем цилиндре пресса
Упругое сжатие жидкости (вода, масло) в рабочих цилиндрах
гидравлических прессов, работающих при давлении 200—
320 кгс)см2, снижает к. п. д. гидропривода и увеличивает время
выполнения рабочей операции. В ряде случаев (гидравлические
чеканочные прессы, гидравлические штамповочные и ковочные
прессы) упругое сжатие жидкости в рабочих цилиндрах приво-
дит к снижению к. п. д. при рабочем ходе в несколько раз.
К. п. д, снижается по мере сокращения рабочей части и увеличе-
ния холостой части хода пресса.
Именно из-за упругого сжатия жидкости расход энергии и
быстроходность гидравлических прессов, даже оборудованных
наиболее экономичным индивидуальным насосно-маховиковым
приводом, все же значительно уступает показателям, достигну-
тым для механических прессов того же усилия и технологическо-
го назначения. Снижение быстроходности гидравлического прес-
са по причине упругого сжатия жидкости объясняется тем, что
в процессе рабочего хода в гидравлический цилиндр необходимо
подать дополнительный объем жидкости, равный объему ее
упругого сжатия, а перед совершением обратного хода необхо-
димо дополнительное время для безударной разгрузки гидрав-
лического цилиндра от энергии, запасенной в объеме упруго
сжатой жидкости.
Время, необходимое для нагрузки цилиндра до заданного
давления, легко может быть сокращено за счет соответствующе-
го увеличения производительности насоса. Однако возможности
сокращения времени, необходимого для разгрузки цилиндра от
давления, ограничены. Во всех известных схемах разгрузка
пресса после его нагружения производится путем сообщения
полости рабочего цилиндра с полостью наполнительно-сливного
бака через специальный разгрузочный клапан. Сокращение вре-
мени разгрузки пресса за счет увеличения размеров разгрузоч-
ного клапана приводит к значительным гидравлическим ударам.
Потенциальная энергия упругого сжатия жидкости при разгруз-
ке цилиндра превращается в тепло, нагревающее рабочую жид-
кость. Потеря времени на разгрузку пресса от давления — одна
из главных причин, мешающих увеличению быстроходности
306
гидравлического пресса, работающего непрерывно повторяю-
щимися короткими ходами.
Порядок цифр, характеризующих снижение к. п. д. из-за
упругого сжатия жидкости, можно иллюстрировать следующим
примером. Пусть усилие пресса 1000 тс, рабочее давление жид-
кости (масло) 320 кгс!см2, располагаемая длина хода ползуна
80 см, ход деформации изделия 2 см. Приведенные параметры
характерны для универсального пресса среднего усилия. Ход
деформации характерен для чеканочных операций, а также от-
делочных операций при свободной ковке и объемной горячей
штамповке.
Для приведенного примера упругое сжатие объема масла
в рабочем цилиндре составляет
17 1000 - 10s Qn 320
Vcm: =------- • 80------6000 см*.
320 13 000
Объем жидкости, потраченной на совершение хода дефор-
мации
17 юоо. io3 о сопп ч
Vd =---------• 2 ж 6 200 см*.
320
Работа деформации (полезная работа) Ад < 106 • 2 кгс-см.
Знак «меньше» поставлен в связи с тем, что усилие деформации
в начале прессования меньше, чем в конце.
Работа упругого сжатия жидкости
Асж = — Усж • 320 = — • 6000 • 320% 10е кгс-см.
2 2
Таким образом, работа, потраченная на упругое сжатие,
в данном примере составляет более половины работы, необходи-
мой для деформации изделия. Это соотношение нередко бывает
значительно хуже. Потери энергии от упругого сжатия жидкости
можно исключить, если применить сравнительно простое уст-
ройство, позволяющее использовать потенциальную энергию
упругого сжатия жидкости на разгон маховика (т. е. ликвидиро-
вать потерю энергии при разгрузке рабочего цилиндра от дав-
ления).
Принципиальная схема насосно-маховикового привода с уст-
ройством для использования потенциальной энергии упругого
сжатия жидкости приведена на рис. 175*.
Асинхронный электродвигатель 1 через муфту обгона 2 вра-
щает вал 3, на котором жестко посажен маховик 4. Поршень 11
с рейкой на его штоке при движении вверх также будет вращать
* Схемы на рис. 175 и 176 разработаны Б. П. Васильевым.
307
вал 3 через зубчатые колеса 13 и 15, закрепленные на ведущей
части муфты обгона 14, и зубчатое колесо 5, закрепленное на
валу 3. Насос <8 соединен с валом 3 через предохранительную
муфту 6. Распределитель 10 позволяет соединять поршневую
полость цилиндра 12 либо с полостью рабочего цилиндра прес-
са, либо со сливным баком. Переключение золотника 9 распре-
пресса,
делителя 10 может производиться под
действием электромагнита, от рукоятки
управления, от подвижного кулачка, сое-
диненного с рабочим ползуном
А
От рабочего цилиндра
Всасывающая
магистраль
гидросистему
пресса
От сети сжатого
воздуха
Рис. 175. Принципиальная схема привода с устройством для использования
потенциальной энергии упругого сжатия жидкости в рабочем цилиндре
пресса на разгон маховика
На слаб
или иным возможным способом. Возврат поршня И в исходное
положение происходит под действием сжатого воздуха в ресиве-
ре 16, частично заполняемом маслом для осуществления гидрав-
лического торможения поршня 11 в конце его хода вверх.
В периоды пауз электродвигатель 1 увеличивает скорость
вращения маховика 4, запасая в нем кинетическую энергию,
которая будет использована при очередном рабочем ходе. В мо-
мент окончания рабочего хода полость рабочего цилиндра прес-
са распределителем 10 сообщается с поршневой полостью ци-
линдра 12. При этом под действием давления упруго сжатой
в рабочем цилиндре пресса жидкости поршень 11 движется уско-
ренно вверх и через ведомый венец 7 муфты обгона разгоняет
маховик. Зубчатая передача 13—15—5 введена с целью сниже-
ния скорости движения поршня 11 во время передачи им энер-
308
гии вращающемуся маховику 4. Варьируя передаточным числом
зубчатой передачи 13—15—5, можно подобрать любые практи-
чески целесообразные скорости движения поршня 11. За счет
увеличения площади поршня 11 можно сокращать время пере-
дачи энергии, запасенной упруго сжатой жидкостью в рабочем
цилиндре пресса, вращающемуся маховику до очень малых
значений, исчисляющихся долями секунды.
Учитывая, что в случаях, требующих малого времени раз-
грузки рабочего цилиндра пресса от давления, движение порш-
ня 11 будет вызывать во вращающихся вместе с валом 3 дета-
лях значительные крутящие моменты, применяют муфту обго-
♦
Рис. 176. Принципиальная схема ис- i
пользования потенциальной энергии
упругого сжатия жидкости в случае L
применения обратимого насоса. Пунк-
тирными стрелками показан путь
жидкости из рабочего цилиндра прес-
бсасыдающая
£ магистраль
в гидросистему
I
♦
са через насос-гидродвигатель на слив в период разгрузки рабочего
цилиндра насоса от давления
на 2, защищающую ротор двигателя, и предохранительную
муфту 6. защищающую ротор насоса. Очевидно, что в случаях,
когда момент инерции маховика 4 значительно превышает
моменты инерции ротора двигателя и ротора насоса, защиты их
от перегрузки не требуется. Приведенная на рис. 175 схема
относится к случаю, когда применяется необратимый насос, не
допускающий использования его в качестве гидродвигателя.
В случае применения обратимого насоса схема использова-
ния потенциальной энергии упруго сжатой жидкости значитель-
но упрощается. Эта схема приведена на рис. 176. Асинхронный
электродвигатель 1 через вал 2 с маховиком 3 вращает ротор
насоса-гидродвигателя 4. Маховик 3 запасает энергию, переда-
ваемую электродвигателем 1 в периоды пониженных нагрузок
насоса. Этот же маховик аккумулирует и энергию, освобождаю-
щуюся при разгрузке рабочего цилиндра пресса от давления.
Передача маховику этой энергии осуществляется следующим
образом. В момент окончания рабочего хода пресса выключает-
ся электромагнит 7 и золотник 8 распределителя 9 под действи-
ем пружины 10 перемещается вверх.
309
Упруго сжатая в рабочем цилиндре пресса жидкость устрем-
ляется во всасывающую магистраль насоса, а его нагнетатель-
ная магистраль соединяется при этом распределителем 9 со
сливным баком. При этих условиях насос 4 начинает работать
в моторном режиме и разгоняет маховик 3, т. е. запасает в нем
энергию, освобождающуюся из рабочего цилиндра пресса. Об-
ратные клапаны 5 и 6 в период разгрузки рабочего цилиндра
пресса от давления препятствуют протеканию освобождающей-
ся из рабочего цилиндра упруго сжатой жидкости непосредст-
венно в сливной бак, минуя гидродвигатель.
Очевидно, что усложнение привода, связанное с использова-
нием рассмотренных схем, будет оправдано только в тех случа-
ях, когда рабочий ход пресса значительно меньше холостого
хода.
Привод с гидропневматическим аккумулятором,
имеющим несколько маневровых зон
Работа некоторых прессов (например, ковочных) характери-
зуется чередованием во времени рабочих операций (например,
осадка, протяжка, шлихтовка).
Соответственно чередованию операций изменяются и харак-
теризующие их силы.
В случае насосно-аккумуляторного привода такой режим
работы пресса вызывает значительное понижение к. п. д. на
операциях, требующих малых усилий прессования. В этих слу-
чаях к. п. д. можно значительно улучшить, не прибегая к схеме
многоцилиндрового пресса с выключающимися цилиндрами,
т. е. не усложняя его конструкции. Для этого достаточно изме-
нить давление в гидропневматическом баллоне аккумулятора
соответственно силе, требующейся от пресса при выполнении
данной операции.
Изменение давления в аккумуляторе можно достигать изме-
нением высоты уровня жидкости в его гидропневматическом
баллоне.
При известной величине маневрового объема VM (т. е. объ-
ема жидкости, потребляемого прессом из аккумулятора за один
рабочий цикл) соответствующая ему высота маневровой зоны
(т. е. разность положений уровня жидкости в баллоне при изме-
нении ее объема на величину Км) равна hM. Очевидно, что по
высоте баллона можно назначить несколько маневровых зон
высотой hM и в каждой зоне установить датчики, контролирую-
щие положение уровня жидкости внутри данной маневровой
зоны и управляющие включением и выключением насосов. С по-
мощью электрического переключателя можно выбирать желае-
мую для работы маневровую зону, в границы которой через
короткое время войдет и далее будет удерживаться в ней (дейст-
310
вием датчиков) уровень жидкости. Соответственно включенной
маневровой зоне через короткое время система станция — пресс
начнет работать при выбранном давлении I
Групповой насосный безаккумуляторный привод
Если по-характеру производства можно обусловить работу
п прессов, имеющих близкие размеры рабочих цилиндров, так,
чтобы исключалось потребление жидкости высокого давления
одновременно двумя или несколькими прессами, и если nt <Т
(где t — время потребления прессом жидкости высокого давле-
ния, Т — время одного полного цикла работы пресса), то стано-
Рис. 177. Структурная схема группового безаккумуляторного привода:
1 — насос (насосы); 2 — циркуляционный клапан; 3 — обратный клапан;
4 — реле давления циркуляционного клапана; 5 — распределители прессов;
6 — рабочие цилиндры прессов; 7 — ограничитель частоты переключений цир-
куляционного клапана в периоды между окончанием хода одного и включе-
нием другого рабочего цилиндра прессов; а — демпфер
вится рациональным и реальным групповой насосный безакку-
муляторный привод.
Такой привод позволяет уменьшить потребную производи-
тельность насосов без уменьшения производительности
подключенных к ним прессов во столько же раз, во сколько
этого удается достигнуть за счет применения насосно-аккумуля-
торного привода с гидропневматическим или грузовым аккуму-
лятором; но в отличие от последних к. п. д. предлагаемого
привода увеличится по крайней мере до уровня индивидуаль-
1 Рассмотренный способ изменения давления в гидропневматическом
аккумуляторе разработан и осуществлен Б. П. Васильевым в 1959 г. при ре-
конструкции гидравлического ковочного пресса усилием 2000 тс, изготовлен-
ного фирмой Юнайтед и действующего в кузнечном цехе новосибирского за-
вода «Тяжстанкогидропресс» им. А. И. Ефремова.
311
ного насосного безаккумуляторного привода. Одновременно
существенно уменьшится состав оборудования насосной стан-
ции *.
В периоды возможных пауз в потреблении жидкости высоко-
го давления прессами насос (насосы) может переводиться на
режим циркуляции жидкости без давления, например с помо-
щью схемы, изображенной на рис. 177. При данном приводе
в случае одновременного потребления жидкости двумя (или бо-
лее) прессами будет возникать неравномерное движение их
поршней (плунжеров). Если по условиям технологического про-
цесса это допустимо, то область применения рассмотренного
привода расширится 1 2.
17. ВЛИЯНИЕ СЖИМАЕМОСТИ ЖИДКОСТИ НА СКОРОСТЬ ДВИЖЕНИЯ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ
Даже в случае использования насоса постоянной (не завися-
щей от давления в системе) производительности скорость дви-
жения плунжера (поршня) может резко изменяться с измене-
нием преодолеваемой плунжером силы. В таких случаях нередко
считают, что наблюдаемые изменения скорости движения плун-
жера (поршня) вызваны внутренними утечками жидкости через
посадочные зазоры в золотниках и клапанах. В действительно-
сти скорость движения плунжера (поршня) при изменении
действующей на него силы изменяется не только из-за внутрен-
них утечек, но и по причине сжимаемости жидкости, причем во
многих случаях вторая причина оказывается решающей. Этот
вопрос рассмотрен Б. В. Розановым [32].
Однако Б. В. Розанов допустил ошибку, в результате кото-
рой предлагаемая им формула для определения скорости дви-
жения плунжера не согласуется с действительностью. Эта фор-
мула имеет следующий вид:3
100U7 {. dp'
1 — е —
or \ ds ,
где W — номинальная производительность насоса в л/мин-,
F — площадь плунжера в см2-,
р — давление в системе в данной точке пути плунжера
в кгс/см2-,
s — путь плунжера (путь прессования) в см\
1 Гидравлический и воздушные баллоны, компрессор, система контро»
ля и управления положением уровня становятся ненужными:
2 Рассмотренный способ предложен Б. П. Васильевым в 1964 г.
3 Розанов Б. В. Гидравлические прессы. Машгиз, 1959, стр. 237, фор-
мула (195).
312
т|о — коэффициент, учитывающий утечки и являющийся
функцией давления жидкости;
^o = 4omin + (l-
Ртах
здесь TjOjnin — значение, соответствующее максимальному дав-
лению в гидросистеме и приблизительно равное
* 0,7—0,9.
Буквой е обозначена следующая постоянная величина:
8 == I
где Qo — объем жидкости в рабочем цилиндре в см3-,
Ев — модуль упругости жидкости в кгс! см2-,
Ек—модуль упругости материала колонн пресса в кгс!см2-,
1К — длина колонн в см\
FK — суммарная площадь сечения колонн в см2.
Величина т|о имеет следующие границы: О,7^т|о^1, т. е. она
является заведомо положительной величиной. Величины W и F
положительны и постоянны. Пусть рассматривается частный
случай, когда р = ks, k = const, т. е. усилие на плунжер, а зна-
чит, и давление в цилиндре нарастают пропорционально пути
плунжера (пути прессования). Тогда
—— = k = const.
ds
Величина е увеличивается с увеличением Qo и /к.
По мере увеличения Qo величина е—= ek может превысить
ds
единицу, но с этого момента скорость ипл плунжера, согласно
формуле Б. В. Розанова, изменит знак, т. е. плунжер начнет
двигаться в противоположном направлении, несмотря на продол-
жающееся нагнетание жидкости насосом в цилиндр. Противо-
речащий действительности результат будет давать эта формула
и в применении к прессованию изделий, отличающихся крутым
графиком изменения нагрузки по ходу прессования. На участ-
ках резкого нарастания силы сопротивления обрабатываемого
dp „
изделия производная — может иметь очень большие значения,.
ds
а с ней вместе может оказаться больше единицы и произведе-
ние е По формуле Б. В. Розанова в этих случаях возникнет
обратное движение плунжера, вопреки нагнетанию жесткости
в цилиндр.
Если проследить за приведенным в названной книге выво-
дом формулы, то легко обнаружить ошибку, допущенную ее
автором. Согласно рассуждениям Б. В. Розанова, скорость
313
плунжера (траверсы) теряемая на сжатие жидкости в рабо-
чем цилиндре и на удлинение колонн пресса, определяется выра-
жением
У dp / Qo । FlK \ dp ds / Qq t FlK \
1 ~~ dt \ EeF FKEK) ds ' dt \ E8F T FKEK ) ~
FIk \
F*Ek /
пл ds EeF
^ПА
dp
ds
e.
Далее Б. В. Розанов считает, что искомая скорость плунжера
(траверсы)
иПл =
1OOVF
6F
^о —
100УГ
6F
'dp
Чо —е =
ds
10(Ж
6F
dp \
ds /*
Легко заметить, что автор определяет искомую скорость иПл
юотг
как разность между постоянной скоростью --------т)о, которую
6 F
имел бы плунжер при действии на него постоянной силы, и най-
денной потерянной скоростью При этом в выражении для V]
он неправомерно заменяет величину ипл, которая в общем слу-
в 100 w
чае переменна, постоянной величиной----т)о, в результате чего
6 F
и получает непригодную формулу.
Можно предложить следующий вывод формулы, отражаю-
щей влияние сжимаемости жидкости на скорость движения
плунжера.
Пусть QH — постоянная или меняющаяся по известному за-
кону эффективная производительность насоса. Закон изменения
QH может быть задан или в функции времени QH = Qh(0» или
в функции пути плунжера QH = Qh(s). Пусть известны также
следующие величины:
Р = P(s)—закон изменения усилия, действующего на
плунжер;
F — рабочая площадь плунжера;
Еж — модуль упругости жидкости при сжатии;
Wo—объем жидкости в рабочем цилиндре, соответст-
вующий начальной точке $0 рабочего хода плун-
жера.
В таком случае можно записать:
W = WQ + Fs — объем жидкости в рабочем цилиндре, соответ-
ствующий данной точке s хода плунжера;
P(s)
р=—- — давление в рабочем цилиндре, соответствую-
г
щее данной точке s хода плунжера L
1 Предполагается, что усилие Р, действующее на плунжер, значительно
больше веса плунжера; закон изменения этого усилия описывается непрерыв-
ной функцией аргумента $, производительность насоса, нагнетающего жид-
314
При перемещении плунжера из точки s в точку s + As давле-
ние в рабочем цилиндре изменится на величину, приблизительно
равную
Ар~“гр/ <s)As-
Г
Изменение объема жидкости в рабочем цилиндре, соответст-
вующее записанному изменению давления,
— P'(s)As.
FEX
bw = &p^-
Изменение объема жидкости в рабочем цилиндре, вызванное
перемещением плунжера на величину As,
Д2№ = F\s.
Между записанными величинами и производительностью на-
соса существует следующее очевидное равенство:
^W + ^W^Q^At, (173)
где At — время работы насоса, необходимое для нагнетания
объема A] IF + Аг IF.
После подстановки значений AiTF, Аг IF и предельного пере-
хода (А/—>-0) можно записать следующее, уже точное равен-
ство:
FEX
откуда
Р' (s) —+ F—= Js),
' ’ dt dt "' ’
ds
~dt
QH(s)
w
~^P'(s) + f
FEX
Величина —
dt
есть
искомая скорость плунжера ипл.
Величина IF = TF0 + Fs. Если обозначить = А, — =
РЕЖ Еж
= В, то найденную формулу можно записать в следующем, бо-
лее удобном виде:
V _________________
пл (Л + BS)P'(S)+F
(174)
и
При желании легко учесть и влияние на скорость движе-
ния плунжера упругих деформаций деталей, воспринимающих
кость в рабочий цилиндр, соответствует скорости плунжера до 1—2 м!сек.
При этих условиях, охватывающих подавляющее большинство возможных
технологических процессов, осуществляемых на гидравлических прессах, си-
лы инерции, возникающие при движении плунжера, пренебрежимо малы и
в рассматриваемом вопросе могут не учитываться. Случаи, характеризующие-
ся резким (скачкообразным) уменьшением усилия Р, рассмотрены в разде-
ле 19.
315
силу Р. Пусть жесткость этих деталей (например, колонн и тра-
верс пресса) равна С. Тогда перемещение ДА плунжера относи-
тельно цилиндра, вызванное упругостью этих деталей, будет равно
Рис. 178. Расчетная схема
пресса
ДА = СЬР ж СР' (s) As,
а объем, соответствующий этому переме-
щению плунжера,
Д8 W ~FCP'(s) As.
В этом случае равенство (173) запи-
шется так:
Д^ + Д^ + Дз^^СДв)^, (175)
и в результате этого формула (174) для
определения скорости примет следующий
вид:
________Q«(s)_________
(A + Bs + Cf)P'(s) + f ’
(176)
Пример. Определить закон изменения скорости vnjl — уПл($)
плунжера при прессовании изделия на прессе со следующими
исходными данными (рис. 178):
Номинальное усилие пресса Рн в тс.................... 1 000
Давление в рабочем цилиндре при номинальном усилии Рн
в кгс/см2............................................... 320
Длина холостого хода s0 в см........................... 80
Длина рабочего хода при прессовании данного изделия s
в см..................................................... 20
Жесткость станины пресса С в см!тс.................... 0,001
Эффективная производительность насоса при давлении
320 кгс/см2 QH в л/мин................................ 750
Коэффициент внутренних утечек 0 в насосе при давлении
320 кгс!см*.......................................... 0,9
Внутренний диаметр цилиндра в мм........................ 680
Длина внутреннего отверстия цилиндра 1цв мм........... 1 100
Модуль упругости жидкости (масла) Еж в кгс/см2 . . . 10 000
Закон изменения усилия прессования (рис. 179)
Р = р (S) = Ро + as* = 70 + 0,1s»
(усилие Р измеряется в тс).
Установим функцию QH(s). При этом предполагается, что
заданный насос нерегулируемой производительности. В этом
случае изменение эффективной производительности насоса бу-
дет зависеть лишь от внутренних утечек. Внутренние утечки
с достаточной степенью точности пропорциональны развивае-
мому давлению *.
1 См. сноску на стр. 197.
316
В таком случае
Qh(s) =Qo — kp.
(177)
Коэффициент k и значение Qo легко определить по известно-
му коэффициенту 0 внутренних утечек при номинальном давле-
нии. Если
0 = = 0,9,
Qo
то
k = = 835 - 750 =0 2б
Рп 320
Рабочая площадь плунжера
F = = 1000 ' 10* = 3120 см3;
рн 320
QH (s) = 835 — 0,26р = 835 — 0,26 • 10’7° + °’lsl>
л (835 — 0,0083s3) л/мин = (835 — 0,0083s3) 103 см3!мин;
Wo = 1ц — р — so) = 302 • 103 см3;
А = 302-10* =0,0097 см3/кгс; В =0,0001 см3/кгс;
3120 • 10‘ ’
Р' (s) = 3as2 = 0,3 • ICPs2 кгс/см;
CF = 0,001 • IO-3 • 3120 = 0,0031 см3/кгс.
Искомый закон изменения скорости плунжера для рассмат-
риваемого примера будет
=___________(835 — 0,0083s3) Ю8_________
пл ~ (0,0097 + 0.0001S +0,0031) 300s8+ 3120 ~
_______835 — 0,0083s8
~ 0,00003s8 + 0,0038s8 + 3,12’
График (рис. 179) найденной функции vnjl = оПл(«) весьма
существенно отклоняется к концу процесса от прямой
v ___ Зц ip» — 750 • 10* __ПДА см!мин
ус F 3120
которая характеризует условную скорость плунжера, подсчиты-
ваемую без учета сжимаемости жидкости и внутренних утечек.
В данном примере утечки уменьшили скорость плунжера всего
317
лишь на
скорости
__764
——— 100 = 8%, в то время как общее снижение
835
266 —168 , поп,
составило -------- 100 = 38%, т. е. в рассмотренном
266
сжимаемость жидкости оказывает решающее влияние
примере
на снижение скорости плунжера. Могут быть случаи, когда
функция Р = P(s), описывающая изменение усилия, действую-
щего на плунжер, будучи знакопостоянной и непрерывной, име-
ет интервалы возрастания и убывания.
Именно такая картина изменения усилия Р наблюдается при
изготовлении труб и фасонных прутков
Упл Р
См/мин тс
50
О
45/7
-900
0-00
-800
-500*
350
300
-700
-600
Z50
Z00 - 4/7/7 -
150 - 300
100 - ZOO
Рис. 179. Кривая изменения усилия прессования
P(s) и соответствующий ей график изменения
скорости плунжера УпЛ(«)
-100,
- о
2 0 В в 10 12 /4 10 18 го s
методом выдавливания
через матрицу (рис.
180). В этих случаях на
участках нарастания
усилия скорость будет
убывать,
падения
растать,
а на участках
усилия
причем
воз-
воз-
Рис. 180. Характер кри-
вой изменения усилия
прессования при изготов-
лении труб и фасонных
прутков методом выдав-,
ливания через матрицу ’
растание скорости (как и убывание) может быть весьма сущест-
венным, и это является одной мз основных причин брака труб и
фасонных прутков, изготовляемых из медленно прессуемых спла-
вов методом выдавливания. Закон нарастания скорости в интер-
валах падения усилия, действующего на плунжер, остается тем
же самым .и описывается той же формулой (176). .
Выявленные закономерности необходимо учитывать при про-
ектировании систем управления гидравлическими прессами. Их
совершенно необходимо учитывать в случае разработки систем
стабилизации скорости плунжера, осуществляемых методом из-
менения производительности насоса. Очевидно, что для поддер-
жания заданной постоянной скорости плунжера насос должен
иметь переменную эффективную производительность. Необходи-
мый закон изменения эффективной производительности насоса
легко установить при известной функции усилия Р = P(s), на-
318
пример на основе формулы (176), записав для этого следующее
уравнение:
_________О.н (s)________
(4 4-Bs + CF)P'(s) + F
= const = V,
где V — заданная постоянная скорость плунжера. в
Отсюда требуемый закон изменения производительности на-
соса определится формулой
<?„(s) = V[H + Bs + CF)P'(s) + n (178)
Этот закон можно реализовать применив, например, кулач-
ковый механизм, воздействующий на вал регулирования произ-
водительности насоса. Кулачок этого механизма может быть
спрофилирован на основе формулы (178). В случаях, когда
аналитическое выражение функции Р = P(s) заранее неизвест-
но, его можно установить приближенно по графикам усилия
или по индикаторным диаграммам давления, записанным с по-
мощью месдозы или индикатора. При нахождении приближен-
ного аналитического выражения функции Р = P(s) по графику
или индикаторной диаграмме можно воспользоваться либо ме-
тодом линеаризации графика (диаграммы), как это было сдела-
но в разделе 14, либо способом построения степенного или
тригонометрического полинома, проходящего через заранее
выбранное число точек графика [41].
18. РАСЧЕТ ДЕМПФЕРОВ ДЛЯ ТОРМОЖЕНИЯ ДВИЖУЩИХСЯ
ТЯЖЕЛЫХ ДЕТАЛЕЙ
Гидравлические демпферы, сконструированные без предвари-
тельного расчета, как правило, не обеспечивают ожидаемого от
них действия.
Задача состоит в том, чтобы установить размеры и форму
гидравлического демпфера, обеспечивающего затормаживание
движущихся масс так, чтобы на всем участке торможения за-
медление не превышало заранее назначенной величины, а путь
торможения был минимально возможным.
Пусть система (рис. 181) состоит из поступательно движу-
щихся и вращающихся масс. В частных случаях вращающиеся
массы могут отсутствовать. Могут быть также случаи, когда по-
ступательно движущиеся массы пренебрежимо малы по сравне-
нию с вращающимися. Приведенные ниже формулы охватывают
все эти случаи.
Введем следующие обозначения (рис. 181):
т — поступательно движущиеся массы с учетом при-
веденной к ним массы жидкости в трубопроводе
в кгосек2-м-'\
J — момент инерции вращающихся масс, приведен-
319
иый к валу зубчатого колеса, зацепленного с
гидравлическим исполнительным механизмом, в
кгс м-секI 2 * * s;
Vi, Vo —скорость движения гидравлического исполни-
тельного механизма соответственно в начале и
конце торможения в м/сек;
v(s) —мгновенная скорость на участке торможения в
м]сек;
vQycm — установившаяся скорость движения гидравличе-
ского цилиндра при нулевой внешней нагрузке
в м]сек;
Рис. 181. Схема демпфирующего устройства для торможения движущихся
деталей:
1 — стержень демпфера; 2 — обратный клапан; 3 — цилиндр; 4 — отверстие
демпфера
I — допустимая (или заданная) величина замедле-
ния на участке торможения в м/сек2;
Р = Р (s) — функция внешней (рабочей) нагрузки, дейст-
вующей на цилиндр на участке торможения в
кгс;
М = М (s)—функция внешней (рабочей) нагрузки, действу-
ющей на зубчатое колесо на участке торможе-
ния, в кгс-м;
s — пройденный путь торможения в м;
S — длина участка торможения в м;
рн — давление на входе напорного трубопровода в
кгс] см2;
рс — давление на выходе сливного трубопровода в
кгс/см2;
320
Fp, FT — активная площадь соответственно рабочей и тор-
мозной полости цилиндра в сл2;
— линейный коэффициент сопротивления напор-
ной ветви трубопровода, вычисленный для ско-
рости v = и принятый за постоянную
- величину;
Хс —то же для сливной ветви трубопровода;
/н, 1с — приведенная длина соответственно напорной и
сливной ветви трубопровода в м\
dH, dc — приведенный внутренний диаметр соответственно
напорной и сливной ветви трубопровода в л;
ин = uH(s) —скорость жидкости в напорной ветви трубопро-
вода в м!сек\
ис = uc(s) — скорость жидкости в сливной ветви трубопровода
в м!сек\
ищ —скорость жидкости в щели демпфера в м!сек\
гн — радиус начальной окружности зубчатого колеса
в м;
у —объемный вес жидкости в кгс!м?\
р 0,6 — коэффициент расхода при течении жидкости че-
рез щель демпфера;
g — ускорение свободного падения, равное 9,8 м)сек2',
Dq —диаметр отверстия демпфера;
Dc—наибольший диаметр стержня демпфера;
Dn—диаметр поршня;
Dm — диаметр штока;
f(s) —искомая функция, описывающая изменение пло-
щади демпфирующей щели, в см2.
Если i— наибольшая допустимая величина замедления дви-
жущихся масс, то наименьший путь торможения будет в том
случае, когда на всем пути торможения
i (s) = i = const. (179)
Любой другой закон изменения замедления даст больший
путь торможения, следовательно, условие (179) целесообразно
принять за основу при отыскании формы и размеров демпфирую-
щего стержня 1 (рис. 181).
Перед дальнейшим изложением необходимо сделать два важ-
ных замечания:
1. При разборе данного вопроса не будет учитываться сжи-
маемость жидкости. Это внесет незначительную 1погрешность в
формулы, но зато существенно упростит выкладки.
2. Действие демпфера непосредственно зависит от свойств
привода, поэтому расчет демпфера должен производиться с
учетом этих свойств.
Ниже рассматриваются наиболее типичные случаи.
,11 Заказ 1299 321 :
Демпфирование в случае привода
от насосно*аккумуляторной станции с грузовым
или пневмогидравлическим аккумулятором
В этом случае давление на входе в напорный трубопровод,
сообщенный с рабочей полостью гидравлического цилиндра,
почти постоянно и не зависит от сил, приложенных к гидравли-
ческому цилиндру, т. е. функция давления на входе в напорный
трубопровод имеет вид
P«(s) =Р«~ const. (180)
Пусть цилиндр 3 (рис. 181) движется, например, слева на-
право и в момент входа стержня 1 в демпфирующее отверстие
4 имеет скорость v$. С этого момента движение цилиндра 3 мо-
жно охарактеризовать следующим уравнением Даламбера1:
PpFp — pTFT — P(s) — M(s) — 4-mi (s) + Je (s) • — = 0. (181)
гн гн
Раскроем значения переменных, входящих в уравнение. Уг-
ловое ускорение зубчатого колеса e(s) связано в данном меха-
низме (рис. 181) с линейным ускорением t(s) следующим оче-
видным равенством:
8 (s) = t (s) • ——.
г н
Давление в рабочей полости цилиндра
Р, = р„(»)«1(S)А -А- = ₽.-»’(=) »
= pH — av2 * *(s). “ (182)
Давление в тормозной полости цилиндра
PT = PT(s) = pT d (s)+pT C(s),
где рт.д ($) — составляющая, вызванная действием демпфера;
Рт.с (s) —составляющая, вызванная сопротивлением слив-
ного трубопровода;
р (s) = и2 (s) у —— = v2 (s) —— у------— = b v ; (183)
Гт.д\ > щ\ ) г И2.2ёг ' P(S} Н2 • 2g /2 (s)
n (s) = U2 (s) vL —----l~Pe= v2 (s) f vXc ——---P Pc =
ртсу ’ cK,Xcdc-2g Ис [nd2 ) dC'2g
= cv2(s)+pc-, (184)
PT(s) = V2(s) —+ c]+,pf. <185)
1 Предполагается, что P(s) и M(s). противодействуют движению, поэто-
му они имеют знак минус. В частных случаях они могут способствовать дви-
жению цилиндра, т. е. входить в уравнение со знаком плюс. Они могут быть
также знакопеременными.
322
Учитывая, что по условию i (s) = i = const краткости функцию нагрузки P(s)+-^- = ₽(s), rH PhFp — PcF* + i(tn + J -M = Д, \ f«/ aFp + cFT = B, где ! 4F „ \ 2 lH a = (—— ] tV —-—, [nd2) dH-2g / 4FT \2 . lc C = ( Z_ ] e \ nd2 ) dc-2g и обозначив для (186) (187) (188) (189) (190)
можно записать уравнение (181) в следующем виде:
• bFr
f2(S)
+ в — 7?(s) = 0.
А — v2 (s)
Решая это уравнение относительно f (s), получим
/ bF.
f (s) = V (s) 1 / -------------------
' ' У A — R(s) — Bv* (s)
Заметив, что при i = const (по условию) функцию u(s) лег-
ко выразить в явном виде, а именно
и (s) = — 2is,
получаем искомое выражение функции f(s), описывающей из-
менение площади демпфирующей щели при условии равнозамед-
ленного торможения движущихся масс:
ьгт(°о —2М)
А — R (s) — В (yl — 2к)
(191)
где
F2
b = у-------—,
Y Н2 • 2g
а значения /?($), Д, В определяются выражениями (186) —
(188).
Легко заметить, что величина В в формуле (188) представ-
ляет собой силу, теряемую на сопротивление трубопровода при
единичной скорости установившегося движения цилиндра и ну-
левой нагрузке (Р = 0, А4 = 0). Но при установившемся
323
11*
движении цилиндра с нулевой нагрузкой справедливо следующее
равенство:
уст
откуда
В = PHFP-PCFT . (192)
°°уст
Выражение (192) существенно упрощает вычисление величи-
ны В в формуле (191), поскольку отпадает необходимость по-
элементного определения потерь давления в трубопроводе. При
проектировании скоростью vQycm задаются, а в трубопроводе
предусматривают дроссельную диафрагму, за счет которой дей-
ствительная скорость vQycm приводится к проектному значению.
В случае когда сталкиваются с необходимостью рассчитывать
новый демпфер для действующего механизма, скорость voycm
легко замерить с помощью секундомера и масштабной линейки.
В тех случаях, -когда силы трения в направляющих и в сочлене-
ниях механизма составляют заметную долю от силы pH-Fp, их
следует учитывать путем введения в формулу (186).
При экспериментальном определении скорости vo уСт силы
трения РТр могут быть выявлены и непосредственно из экспери-
мента. Для этого за счет ограничения подачи жидкости в нагне-
тательную магистраль с помощью вентиля нужно придать ци-
линдру «ползучую» скорость и замерить давление в напорной
магистрали в непосредственной близости от рабочей полости ци-
линдра. Полная длина S участка торможения, иными словами,
длина профильной части демпфирующего стержня, определяется
из уравнения
v (s) = — 2zs
подстановкой Ui вместо u(s) и S вместо s, откуда
2 2
S = (193)
Следует отметить, что формула (191) выведена при допуще-
нии постоянства коэффициентов и Хс. На самом деле эти ко
эффициенты несколько увеличиваются -с уменьшением скорости.
При необходимости особо точных расчетов это обстоятельство
можно учесть путем деления интервала торможения на и равно-
великих отрезков и последовательного повторения расчета для
каждого из них. Скорость в конце каждого интервала (а значит, и
средняя скорость в данном интервале) легко определяется из
законов равнозамедленного движения. При известных средних
скоростях коэффициенты и Хс определяются по известным из
гидравлики формулам.
324
Пример. Требуется установить форму и размеры демпфера
(рис. 181) при следующих исходных данных: и<>=0,25 м!сек\ v{ =
= 0,05 м!сек-,т= 1000-**^** . Диаметр зубчатого колеса (чу-
гунный поворотный стол) 4 м. Высота стола 0,8 м\ модуль зуб-
чатого венца 20 мм. Момент инерции
Т Mr* Л . 42 . 22 7600 Л О 1 Е СЛЛ 2
J =-----=----------.------ • 0,8 = 15600 кгс-м-сек2.
2 4-2 9,8
Радиус начальной окружности зубчатого венца
4000 оп . ПОА
г. =----------------------20 = 1980 мм.
н 2
Заданное замедление i = 0,5 м!сек2. Функция внешней на-
грузки на цилиндр на участке торможения Р (s) = 50 000+105s.
Функция внешней нагрузки на зубчатое колесо на участке
торможения
М (s) = const = 16000 кгс-м\
рн = 200 кгс/см2\ рс = 5 кгс/см2-,
Fp = ^(D2n-D2M} = 750 см2-,
FT = ^- (D2n — D2) = 1200 см2-,
у = 920 кгс/м2 (минеральное масло).
Схема трубопроводов установки приведена на рис. 182. Дрос-
сель 2 отрегулирован так, что при нулевой нагрузке P(s) =
= 0, M(s) =0 установившаяся скорость движения цилиндра
Уйуст = °-36 м!сек\
в _ 200 • 10* • 0,075 — 5 • 10* • 0,120 = j j2. 1Q6.
0,362 — ’
b = 920-----------= 1,87 кгс-сек2-,
0,62 -2-9,8
Р (s) = Р (S) + = 50 000 + 10ss -ь = 58 000 + 106s кгс-,
Л = 200- 104 - 0,075 - 5- 104 • 0,120 + 0,5 (1000 +=
1,982 )
= 146 • 103 кгс.
Длина демпфирующего стержня
о 0,252 — 0,052 ппс
S = —---------— = 0,06 м = 60 мм.
2-0,5
325
При вычислениях по формуле (191) для краткости обозна-
чено:
и2 —2й = а2; A — R(s) — B(v% — 2is) = 88 • 10»—105s —
— 1,12. 10V = F—1,12 • 10V.
Вычисления значений f (s) даны в табл. 3. Во избежание
грубой арифметической ошибки, вполне возможной при подсче-
Рис. 182. Схема трубопроводов установки:
1 — баллон аккумулятора; 2 — дроссель ограничения ско-
рости; 3 — распределитель; 4 — подвижный цилиндр;
5 — наполнитель
тах, целесообразно проверить конечный результат, основываясь
на следующем приближенном равенстве:
рЛ>
(194)
которое .получается, если пренебречь 'потерями давления в тру-
бопроводе.
Таблица 3
S в м it8 в м*/сек* F в кгс F— 1, 12Х X Юв148 в кгс bFTu* в кгсм4 bFTu* F—1, 12-10®tt8 в м4 f (S) в см*
О> СП Ф» оо ьэ OOCJOOOO ю to to to to to 62,5-10“3 52,5-10“3 42,5-10“3 32,5-10“3 22,5-10-3 12.5-10-3 2.5-10-3 88-Ю8 87- Ю8 86-10» 85-Ю8 84-10» 83-10» 82-10» 18-108 28-Ю3 38-103 49-Ю3 59-108 69-10s 79-108 14-Ю-3 И, 8-10“3 9,5-Ю“3 7,3-Ю-3 5,0-Ю“3 2,8-Ю-3 0,56-Ю-3 ООО - - - ОООО О Ф» ОО ►— -ч О СП СЛ СП ГО 00 о о о о о о о 1 1 1 1 1 1 1 О) О) О) О) О) О) О) 8,80 6,50 5,00 3,88 2,90 2,00 0,83
326
В применении к насосно-аккумуляторному приводу этим ра-
венством можно пользоваться только в конце участка торможе-.
ния, причем точность этого равенства будет тем выше, чем боль-
ше отношение — ***” . Для рассматриваемого примера это отно-
0,36* „
шение равно —— = 7,2. Следовательно, потеря силы на прео-
~ 0,05
деление сопротивления трубопровода в конце участка торможе-
ния составляет 100 = 2% от потерь, соответствующих
началу торможения.
Проверим, выполняется ли приближенное уравнение (194)
применительно к полученным при решении примера результа-
там.
На основании уравнения (183) найдем pT.d(s), заведомо
зная, что при s = 6 скорость v = 0,05 м/сек\
рт Э(6) = 0,05а f-*2“-?920-------Ю-4 = 72 кгс/см2-,
R (s) = R (6) = 50000 + 106 • 6 - 10"2 + = 64000 кгс:
i (m + — = 0,5/1000 + ^15-522.) ~ 2500 кгс-,
\ г2/ \ 1,98« /
200 - 750 72 - 1200 + 64 000 — 2500;
150 -10» —147,5 - 10s.
Приближенное уравнение (194) выполняется. Разница пра-
вой и левой его частей весьма незначительная, причем правиль-
но ориентированная (результат справа меньше, чем результат
слева). Это позволяет сделать заключение об отсутствии грубых
ошибок в вычислениях при решении примера и оценить влияние
трубопровода в конце участка терможения. Влияние трубопро-
вода оказывается эквивалентным тормозной силе, составляю-
щей ~ 2,5 тс.
Уместно заметить, что даже при незначительной величине за-
медления (i = 0,5 м/сек2) инерционные силы торможения со-
ставляют в рассматриваемом случае 2500 кгс. При горизонталь-
ном расположении оси цилиндра эти силы действуют парал-
лельно плоскости пола и стремятся сдвинуть стойку, в которой
закреплены щтоки, относительно фундамента.
При обратном движении цилиндра его тормозная полость
станет напорной. При этом демпфер, находящийся в отверстии
4 (рис. 181), будет ограничивать скорость обратного движения
цилиндра на начальном (бывшем тормозным) участке пути, од-
□нако закон разгона цилиндра будет совсем иным по. сравнению
с рассмотренным законом торможения. Так, например, при мгно-
327
венном сообщении трубопровода левой полости цилиндра с акку-
мулятором давление в этой полости цилиндра © момент трога-
ния подвижных масс из неподвижного состояния окажется рав-
ным давлению в аккумуляторе, несмотря на то что демпфирую-
щая щель 4 в значительной мере перекрыта демпфирующим
стержнем.
Давление в этой полости начнет уменьшаться под действием
демпфера лишь по мере возникновения скорости жидкости
в демпфирующей щели, т. е. по мере разгона цилиндра.
Таким образом, при разгоне массы из неподвижного состоя-
ния рассмотренный демпфер не может ограничивать начальную
силу разгона «и, следователь-
но, начальное ускорение. На-
чальная сила инерции при
этом, независимо от степени
демпфирования щели, дости-
гает максимального значе-
ния, равного pHFp — R(s).
На участке разгона рас-
смотренный демпфер не со-
кращает максимум началь-
ной силы инерции, а лишь
увеличивает время разгона.
Для того чтобы исключить
затяжку времени разгона,
вызываемую демпфером, ус-
танавливают обратный кла-
пан 2 (рис. 181).
Таким образом, рассмот-
ренный демпфер эффективен
только при торможении. Ог-
раничение максимума на-
чальной силы инерции при
разгоне 1 достигается иными
средствами: или специаль-
ной профилировкой сливных
полок распределительного золотника (рис. 183), действующего
в функции времени, или (в особо ответственных случаях) уста-
новкой пускового дросселя (рис. 184), действующего в функции
пути разгона.
Механизм передачи инерционных сил на фундамент легко
уяснить из рис. 185. На цилиндр и скрепленную -с ним фунда-
ментную раму действует сила инерции Fu, равная и противона-
Рис. 183. Распределитель со специ-
альной профилировкой сливных полок
золотника:
1 — аккумулятор; 2 — дроссель ограниче-
ния скорости поршня; 3 — дроссель на-
стройки скорости переключения золотни-
ка; 4 — обратный клапан; 5 — профиль-
ная часть сливной полки; 6 — переменная
сливная щель f = f(t) в данный момент
периода разгона
1 Сила инерции при разгоне, так же как и при торможении, передается
на фундамент.
328
правленная силе Р, приложенной к поршню и разгоняющей мас-
су т. Эта сила Fu может уравновешиваться только фундамен-
том.
менная сливная щель пускового
дросселя; 3 и 4 — обратные клапаны; 5 — дроссель ограничения скорости пор-
шня; 6 — золотниковый (клапанный) распределитель; 7 — напорный трубопровод
пускового дросселя; 8 — сливной трубопровод пускового дросселя
Выясним зависимости, определяющие профиль пускового
дросселя (рис. 184), обеспечивающего 'разгон подвижных масс
с постоянным ускорением i.
Рис. 185. Расчетная схема для определения инерционного
воздействия на фундамент
Заметив, что
pp(s) = p« —k
Ф) FP + fd (s) Ц j/"2gy Vpp (s)
где —искомая переменная площадь щели пускового дрос-
селя,
k = • А,. ---= -2-,
л2 * *< dH • 2g F%
н р
можно решить написанное уравнение относительно fa ($).
329
Подставив в левую часть найденного выражения значения
Рр (s) =
+ R (s) + с • 2isFT
Fp
определяемые из условия равноускоренного движения масс, мо-
жно получить искомую зависимость для /а(«) в явном виде.
В записанных равенствах а и с определяются формулами (189) и
(190). Нагрузка R(s) обычно тормозящая, поэтому наибольшие
ускорения и наименьшие замедления движущихся масс данной
системы будут в тех случаях, когда R(s) = 0. Опробование ме-
ханизмов обычно производится на холостых движениях, т. е.
при R(s) ~ 0. Эти случаи и будут лимитирующими по величине
возникающих ускорений и замедлений, т. е. расчет пусковых
дросселей и демпферов, как правило, должен производиться в
предположении R (s) « 0.
Демпфирование в случае привода от индивидуального насоса
постоянной производительности
Данная система (рис. 186), в отличие от рассмотренной, име-
ет следующие определяющие расчет демпфера свойства:
1. При рационально спроектированном трубопроводе его со-
противление пренебрежимо мало, т. е. с « 0 и, следователь-
но, В = 0.
2. Давление рн на входе напорного трубопровода пропор-
ционально действующим на поршень (или подвижной цилиндр)
силам:
P(s) + M(s)+ »/'» +—')
Рн = Рн (s) ~--------р-------— = Рр (s)- (195>
Гр
3. При Pp(s) <рк, где рк = const — давление, при котором
начинает действовать предохранительный клапан, -скорость дви-
жения цилиндра постоянна (с точностью до составляющих, зави-
сящих от сжимаемости жидкости, внутренних утечек и жестко-
сти характеристики электродвигателя) и не зависит от сил, дей-
ствующих на поршень. Отсюда очевидно, что пока pP(s) < рКу.
демпфирование в рассматриваемом случае невозможно.
Для осуществления демпфирования необходимо выполнить
условие
P«(s)~P₽.r(s) =рк, (196)
где Pp.r(s) —давление в рабочей полости цилиндра в период
торможения;
330
F
Рр.т (s) = Pp (s) + pT.T (S) -1-,
Pp
(197) .
Рис. 186. Схема привода цилиндра от
индивидуального насоса:
/ — гидравлический цилиндр; 2 — рас-
пределитель; 3 — предохранительный кла-
пан; 4 — насос
где Рт'т (s) —давление в тормозной полости цилиндра в период
торможения, вызванное действием демпфера.
Если за счет действия демпфера условие (196) выполняется,
то предохранительный клапан вступает в работу и обеспечивает
постоянство давления на входе нагнетательного трубопровода
независимо от изменения сил, приложенных к затормаживае-
мым деталям. Разбираемый случай при этом сводится к ранее
рассмотренному и, следовательно, формула (191) остается спра-
ведливой и для рассматриваемого случая. Учитывая, что сопро-
тивление трубопровода по
условию пренебрежимо ма-
ло, величину В в формуле
(191) можно принимать рав-
ной нулю. При вычислении
величины А по формуле
(187) значение рн соответст-
вует значению рк, на кото-
рое настроен предохрани-
тельный клапан. Если фак-
тическая настройка предо-
хранительного клапана ока-
жется выше расчетной, то
затормаживание произойдет
лишь частично. При значи-
тельной разнице между расчетной и фактической настройками
клапана затормаживание не осуществится.
Начальная скорость торможения в
чае определяется производительностью
площадью поршня
рассматриваемом слу-
насоса QH и рабочей
v —
и0 —
(198)
пускового дросселя
Переменную площадь fa ($) щели
(рис. 184), обеспечивающего равноускоренный разгон движу-
щихся масс, можно определить из следующего уравнения:
+ *(S)
Pp (s) =
fp
QH-Fpy2is, \2 ! [
fg(s) / H2‘2gT’
откуда
(199)
331
Путь разгона S -и, следовательно, длина профильной части
пускового дросселя определяются равенством
FpV2Ts = QH,
откуда
Р2р • 2/ ‘
Для наглядной оценки влияния сопротивления трубопровода
выясним значения f(s) демпфера при исходных данных ранее
рассмотренного примера, но при замене аккумуляторного при-
вода на индивидуальный насос постоянной производительности.
Номинальная производительность насоса (при скорости =
— О м /
QH = FpvQ = 0,0750 • 0,25 = 0,0187 м*/сек.
Давление настройки предохранительного клапана1 рк =
= 200-104 кгс)м2.
Постоянная времени предохранительного клапана (по пас-
порту) Тк = 0,03 сек. Время торможения
7 = °«-°ь = 0.25 - 0.05 = 0 4 сек
i 0,5
Таким образом, Тк<^Тт, следовательно, клапан пригоден для
применения. Вычисления значений f(s), выполненные по фор-
муле (191), сведены в табл. 4. Диаметр демпфирующего отвер-
Таблица 4
п2 F bFT иг bFTu* f U)
5 и
В М в м!сек* в кгс в кгс-м4 F В M4 в см2
0 62,5-Ю-3 88-Ю3 14-IO”3 0,16-ю-6 4,0
1 • 10-2 52,5-Ю—3 87-10s 11,8-10“ 3 0,127-Ю-6 3,56
2-10“2 42,5-Ю-3 86-10s 9,5-10—3 0,110-Ю-6 3,31
3-Ю-2 32,5-Ю—3 85-10s 7,3-IO-3 0,086-Ю-6 2,92
4-10“ 2 22,5-Ю-3 84-10» 5,0-Ю-3 0,060-Ю-6 2,44
5- КП2 12,5-Ю-3 83-10» 2,8-IO-3 0,034-Ю-6 1,84
6-Ю-2 2,5-Ю-3 82-10s 0,56-IO-3 0,0063-Ю-6 0,79
Приме ч а в и е. Vх — 2is = u2; A — R (s) = 88-103 - 10»s; B = 0.
1 Очень важно, чтобы предохранительный клапан имел постоянную вре-
мени (т. е. время переходного процесса от нерабочего состояния к рабоче-
му) примерно на порядок меньше времени торможения.
332
стия Dq
(рис. 181) определяется следующим неравенством:1
4F
—тг vo < 8 -ч- 15 м/сек.
лР0
(201)
Для рассмотренных примеров
- п , /4 • 0,12 • 0,25 п пс с
£>о = 1/ ---------!— = 0,05 м = 5 см.
V 15-л
При известном Do и известных значениях f(s) легко опреде-
лить диаметры равноотстоящих сечений профильной части демп-
Рис. 187. Профили демпфирующих стержней:
1 — расчетный профиль для привода с аккумулятором; 2 — упрощен-
ный профиль для привода с аккумулятором; 3 — профиль для привода
от индивидуального насоса постоянной производительности. Диаметры
в скобках относятся к профилю 3
фирующего стержня (рис. 187). Из этого рисунка видно, что со-
противление трубопровода оказывает весьма существенное влия-
ние на форму и размеры профильной части демпфирующего
стержня.
В заключение рассматриваемых примеров уместно обратить
внимание на возможность возникновения гидравлического удара
в сливной ветви трубопровода в .период демпфирования.
Гидравлический удар возникнет в том случае, если рг> Рс,
где pi — инерционный напор в сливном трубопроводе, соответст-
1 Чем меньше рабочее давление, тем меньшую цифру следует принимать
в правой части неравенства.
333
вующий величине i замедления движущегося поршня (цилин-
дра). В этом случае в момент начала демпфирования движу-
щаяся в сливном трубопроводе жидкость частично опорожнит
трубу, а затем под действием давления рс устремится обратно в
образовавшееся пространство.
/ . Ft
Pi = — t -- • V,
r‘ g <0 ’’
где I — длина сливного трубопровода;
<й — площадь прохода сливного трубопровода;
FT — рабочая площадь поршня в тормозной полости.
Чтобы избежать гидравлического удара, необходимо выпол-
нение условия
L < Pegl
о> yFTi
(202)
В случаях, когда рс = 0, гидравлический удар неизбежен, но
не опасен. Если рс > 0, а выполнить условие (202) затруднитель-
но, можно исключить гидравлический удар, например, установ-
кой на выходе сливного трубопровода в бак обратного клапана,
который будет препятствовать обратному движению жидкости.
Демпфирование в случае привода от индивидуального насоса
постоянной производительности при большом сопротивлении
напорного трубопровода
Схема такого привода отличается от рассмотренной
(рис. 186) только тем, что на трубопроводе, соединяющем рас-
пределитель 2 и клапан 3, установлен дроссель. Этот дроссель
регулируется так, чтобы получить желаемую скорость движения
масс за счет частичного слива жидкости клапаном 3 в бак. Та-
кие схемы часто применяют в тех случаях, когда от одного на-
соса приводятся несколько цилиндров, резко отличающихся ве-
личиной рабочих площадей, и когда скорости движения малых
цилиндров оказываются недопустимо высокими. Очевидно, что в
рассматриваемом случае давление рн на входе напорного трубо-
провода постоянно (рн — рк) и не зависит от сил, приложенных
к цилиндру. Такой привод в смысле расчета демпфера целиком
тождествен ранее рассмотренному приводу с аккумулятором.
Демпфирование в случае привода от насоса, производительность
которого меняется в функции давления
В этом случае неэкономичное по расходу энергии дроссель-
ное регулирование применять нет смысла и поэтому трубопро-
вод, если он спроектирован рационально, будет иметь пренебре-
жимо малое сопротивление. Пусть q = q (р) —известная харак-
334
теристика насоса, заданная аналитическим выражением или гра-
фиком; тогда в обоих случаях легко найти обратную функцию
Р = Р (?), отражающую зависимость между давлением, возника-
ющим в рабочей полости цилиндра, и соответствующей этому
давлению производительностью насоса. Предполагаем, что на-
чальная скорость vQ торможения известна \ а постоянное замед-
ление i при торможении задано.
Тогда из уравнений
v = vQ — it, s = vQt-
характеризующих равнозамедленное движение поршня (цилин-
дра), легко выразить v в функции s:
v == v (s) = уЛv* — 2ls. (203)
Для обеспечения требуемого равнозамедленного торможения
производительность насоса в период демпфирования должна из-
меняться пропорционально v, т. е. отвечать уравнению
q(S) = Fpl/v*-2iS. (204)
При известной функции р = p(q) и известной зависимости
q = q (s), которая в рассматриваемом случае равнозамедленно-
го торможения определяется формулой (204), можно найти за-
висимость р = р (s), в соответствии с которой необходимо изме-
нять давление в рабочей полости цилиндра, чтобы обеспечить
изменение производительности насоса в соответствии с усло-
вием (204). Силы, действующие на поршень (цилиндр) в период
торможения, связаны уравнением
PP(s)Fp = R(s) +pT(s)FT — i(m + ^-V,
\ гн /
откуда
PP (s) Fp — R (s) + i \m + — j
Pr (s) =-----------p--. (205)
1 T
Скорость жидкости в щели демпфера, соответствующая дав-
лению рт (s) в тормозной полости цилиндра, составит
= И 2ёРт (s) • у = Н /f X
х 1f Рр (S)FP—R(s)+i(m+^-\.
V \ ГН J
(206)
1 Эту скорость можно определить с помощью методов, изложенных в
разделах 16 и 17.
335
Искомую зависимость f = f (s), характеризующую изменение
площади щели демпфера, находим из уравнения
«^(S) =^г».
Учитывая уравнения (203) и (206), получаем
(207)
где рР ($) — функция, определяемая из системы уравнений; р =
= Р(9(5)] находится по характеристике насоса; q(s) =
= Fp^v2—2is вытекает из условия равнозамедленного тормо-
жения поршня (см. уравнение (204)].
Рис. 188. Характеристика центробежного насоса
Путь торможения и, следовательно, длина профильной части
демпфирующего стержня, по-прежнему определяется уравне-
нием (193).
Пример. Поршень движется под действием центробежного на-
соса, характеристика которого задана графиком (рис. 188).
Движение поршня к моменту начала торможения установившее-
ся; при этом значение
R (s) = Р (s) + М (s) — = const = 180 • 103 кгс;
гн
Fd = 0,3 JW2; FT -- 0,5 jw2; m = 2000 кгс ' ceK*;
₽ м
J — 18000 кгс-м-сек2-, rH = 3,5 m.
336
Заданное постоянное замедление i = 0,8 м!сек2. Заданный
закон изменения R (s) по мере торможения
R(s) = 180-10s/l — cos —
\ 2 5/
Заданная конечная скорость торможения Vi = 0,03 м!сек.
Давление в рабочей полости цилиндра в начале торможения
Р₽(8о) = = 60-10* кгс/м*.
1 U, о
Производительность насоса в начале торможения q (s0) =
= 6,65 м?]мин определяем из кривой (рис. 188) характеристики
насоса.
Начальная скорость торможения
6,65 1 ЛО7 /
----= 0,37 м сек.
0 0,3 60
Путь торможения согласно формуле (193)
с 0,372—0,03 ЛАОС ос
S = —------------------— = 0,085 м = 8,5 см.
2-0,8
Вычисления переменных величин, входящих в формулу (207),
сведены в табл. 5 и 6. Цифры последней графы табл. 5 получены
из заданной кривой (рис. 188) характеристики насоса.
Таблица 5
S в м 4 (*) = ^0-20 Рр <s>
в м*1сек в мР/мин в кгс! см2 в кгс/м2
0 0,111 6,65 60,0 60-10*
2-10“ 2 0,097 5,84 82,0 82-10*
4-10“2 0,081 4,86 97,0 97-10*
6-10“2 0,062 3,72 113 11310*
8,5-10“2 0,009 0,54 146 146-10*
Диаметр демпфирующего отверстия согласно формуле (201)
Do*= 1 /4 ‘ °’5'0)37 = 0,175 м
р 8л
Профиль демпфирующего стержня имее¥ в данном случае
весьма крутые переходы.
337
Таблица 6
S В м 2 v0 — 2is в мЧсек* R (s) в кгс 2 t>Q — 2Zs “ / 2 _. 1 / PQ ~ 21S f (s) в M*
\ / 1 в м!сек кгс 2
pp (s> FP - R <s> +' + “y) в мЧсек* кгс
0 2 • 10—2 4 • 10“2 6 • 10~2 8,5 • 10-2 13,7 • 10-2 10,5 • IO-2 7,3 • IO-2 4,1 • IO-2 0,09 • 10“2 180- 10s 117 • 10* 47 • IO8 19 • 10s 0 49,0 • IO-6 0,92 • IO-6 0,297 • 10-6 0,125 • IO-6 0,002 • 10~6 7,00- 10“3 0,96- 10-3 0,535 • 10“3 0,353 • 10~3 0,045 • 10”3 28,0 • 10“3 3,84 • IO-3 2,16- IO-3 1,43- 10“3 0,182 • 10“3
Примечание, i (т+ -^Л«0,8 ( 2000+ 18°°-\ = 2780; к я) к з-5*; - А — JL -ЬШ 2 Р? 2 0>5 2 _ И \ 2g ) 0.6 \2 • 9,8/ R(s) --= 180 • 10’ (1 - cos • AziLj; fl(s0)= 180 • 10’; 2 S-8,5-10 ; oe = 0,37; ui=0.03; pp (s) определено в табл. 5.
В заключение рассмотрим часто встречающийся случай ре-
гулирования производительности насоса по закону p(s)-q(s) =
= const— регулирование при постоянной мощности.
Пусть характеристика насоса задана следующей функцией:
g(s) = <7o при P(s)<po
g(s) = _£<>£г_ при p0<P(s) < Рк
P(s)
(208)
Значения постоянных:
qQ = 6,65 м*/мин ж 0,111 м*/сек,
pQ = 60 кгс/см2 = 60 • 104 кгс/м2.
Предохранительный клапан настроен на давление рк =
= 200 кгс]см2.
Все прочие 'исходные данные тождественны
ным предыдущего примера- Вычисления
щей щели по формуле (207) сведены в
исходным дан-
площади демлфирую-
табл. 7 и 8. Из табл. 7
Таблица 7
видно, что в некоторой точ-
ке sK пути торможения
(6-10-2 < <$к < 8,5-10-2) дав-
ление pp(s) в рабочей полости
цилиндра достигнет величины
Рк = 200 ягс/слс2, при которой
вступит в работу предохрани-
тельный клапан насоса. С это-
го момента условия торможе-
ния изменятся и сведутся к
ранее рассмотренному случаю
торможения при постоянном
давлении на входе напорного
трубопровода [формула (191)].
Таким образом, до точки sK
S в м q (s)=FpX
°0~2^ в м*!сек р (S) - р М в кгс/м2
0 0,111 60-104
2-10“ 2 0,092 72-104
4-10~2 0,081 82-104
6-10“2 0,062 107-104
8,5-10—2 0,009 740-104
профилирование демпфирую-
щего стержня должно производиться в соответствии с форму-
. лой (207), а после точки sK — в соответствии с формулой (191).
Положение точки s* внутри интервала торможения легко
определить на основании формулы (|204) .и заданной характери-
стики насоса [формула (208)].
Из уравнения (208) находим, что
q(s ) = S2B2. °’ш • 60 • 10< = 0,0333 м*/сек.
ч'*' Рк 200 • 10* ’
Из уравнения (204) определяем $к:
s = — Гоп — ^^1 = —(0,372 ---------°,03332 \ = 0,078 м.
* 2» L F2 ] 2 • 0,8 \ о,з« /
* 339
Таблица 8
2 и0 — 2/s pp {s}Fp " R (s) + * \ гн f в м2/сек2кгс - /* 2 1 / op - 2/s
S в м 2 и0 — 2Zs в м2!сек2 R (s) в кгс f Pp^f-KW + i («+ 1 в м1 сек2 кгс 2 f (s) В M2
СМ СМ СМ СМ 1111 О О О О о — —' — — СЧ СО 00 13,7 • 10-2 10,5 • 1СГ2 7,3 • 10-2 4,1 • 10~2 1,44 • 10~2 180 • 10» 112 • 10® 47 • 10» 19 • 10» 1,8-10» 49,0 • IO-6 0,980- 10“6 0,360 • 10“6 0,134 - 10“6 0,024 • IO-6 7,00 • 10“3 0,990 • IO-3 0,600 • 10-3 0,366 • 10“3 0,155 • 10“3 28,0 • IO-3 4,00 • IO-3 2,43 • IO-3 1,48 • 10“3 0,628 • IO-3
Примечание, i/m-l— \ гн / S JL з 2 1 = 2780; — 1——\ FT2 =4,05; 1 Х \ 2g ) R(s)= 180 • Ю3 fl — cos — • — — S-\ R(s0)= 180 • 10’; \ 2 5/ 9 o»0333 = 8,5-10 ; и =0,37; v (s J = — = =0,11; U л 17 Fp 0,3 p? (s) определено в табл. 7.
Соответствующая точке скорость движения поршня
vK = Vq — 2isK =0,11 м/сек.
Эта скорость должна приниматься ib качестве начальной ско-
рости и0 в формуле (191) при профилировании демпфирующего
стержня на участке от s = 0,078 м до s = 0,085 м. Порядок вы-
числений по формуле (191) рассмотрен в двух первых примерах.
Оснащение гидравлических цилиндров рационально спрофи-
лированными демпферами позволяет существенно увеличить
скорости движения исполнительных механизмов без ударов и
сотрясений на участках торможения и разгона. Возможность
увеличения скоростей особенно результативна в тех случаях,
когда от одного насоса последовательно приводятся несколько
различных по диаметру цилиндров, поскольку при этом наряду
с увеличением производительности машины ликвидируются по-
тери энергии на дроссельное ограничение скорости движения
поршней малых размеров. Конечные скорости демпфирования
могут назначаться в диапазоне от 0,01 до 0,05 м/сек (меньшие
цифры соответствуют большим массам). Удар поршня о днище
цилиндра при таких скоростях не опасен.
Если тормозная полость цилиндра имеет меньшую активную
площадь, чем рабочая полость, то в ней в период демпфирова-
ния может возникать давление, превышающее номинальное ра-
Р
бочее давление насоса (аккумулятора) в раз. Это обстоя-
Гт
тельство необходимо учитывать при расчете цилиндра на проч-
ность и в соответствующих случаях вместо установки демпфера
в тормозной полости с малой активной площадью прибегать к
установке управляемого дросселя на напорной магистрали рабо-
чей полости цилиндра.
19. ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ГИДРАВЛИЧЕСКОМ ПРЕССЕ
ПРИ МГНОВЕННОМ СНИЖЕНИИ РАБОЧЕЙ НАГРУЗКИ
Мгновенное снижение рабочей нагрузки или силы сопротив-
ления, преодолеваемой рабочим плунжером гидравлического
пресса, происходит при поломках инструмента во время прессо-
вания. Однако нередки случаи, когда это явление возникает и
при нормальной работе машин. Так, например, для ковочного
пресса мгновенное исчезновение рабочей нагрузки проявляется
при прошивке отверстий в поковках и особенно резко при про-
шивке отверстий в «подстывших» поковках. Прессы для холодной
ломки стальных и‘чугунных заготовок, пресс-ножницы для холод-
ной резки металлического лома, прессы для обрезки облоя у
штампованных заготовок испытывают действие внезапного исчез-
новения рабочей нагрузки практически при каждом рабочем ходе.
341
Вредные последствия этого явления приводят к преждевре-
менному разрушению фундаментов и иногда к авариям прессов.
Так,'например, известно несколько случаев, .когда в результате
внезапного исчезновения рабочей нагрузки -были порваны фун-
даментные болты и разрушены станины паровых мультипликато-
ров ковочных прессов. Известны случаи обрыва фундаментных
болтов самого пресса. Еще более часты 'случаи поломок цилин-
дров обратного хода или
же связанных с ними де-
талей пресса и трубопро-
водов.
При проектировании гид-
равлических прессов часто
забывают об этом явлении,
что приводит к серьезным
авариям при эксплуатации
машин. При выяснении при-
чин аварий, вызванных вне-
запным исчезновением рабо-
чей нагрузки, нередко при-
ходят к недостаточно чет-
ким выводам и в результате
этого принимают недоста-
точно эффективные защит-
ные меры. Ниже на приме-
ре вертикального гидравли-
ческого пресса проделан
анализ процесса, вызванно-
го внезапным исчезновением
рабочей нагрузки, и приве-
Рис. 189. Схема сил, действующих Дены рекомендации ПО СО-
на детали пресса кращению вызываемых им
вредных последствий.
Операция прошивки поковки является одной из многих опе-
раций, сопровождающихся мгновенным исчезновением рабочей
нагрузки. По мере уменьшения величины h (рис. 189) в процес-
се прошивки в некоторый момент времени t = tQ металл, на ко-
торый воздействует торец прошивня, внезапно отделяется от
прошиваемой поковки. Этот момент времени t = и яв-
ляется моментом внезапного исчезновения рабочей нагрузки.
При этом сила Р, действовавшая на нижнюю траверсу пресса,
мгновенно исчезает. Силы же Р\ действующие на верхнюю и
подвижную траверсу пресса, исчезают лишь через некоторое
время, необходимое для расширения упруго сжатой в рабочем
цилиндре пресса жидкости. Действие, производимое при этом
на верхнюю и подвижную траверсы пресса упруго сжатой в ра-
бочем цилиндре жидкостью, вполне эквивалентно действию
342
упруго сжатой пружины, размещенной между торцом плунжера
и днищем рабочего цилиндра.
Если к моменту t = tQ сила Р, развиваемая рабочим цилин-
дром пресса, превышала значение Q + G2 (Q — сила сопротив-
ления вытеснению жидкости из цилиндров обратного хода, G2—
вес неподвижных частей пресса), то после внезапного исчезно-
вения рабочей нагрузки произойдет подскок неподвижных ча-
стей пресса над фундаментом.
Целесообразно кратко рассмотреть качественную сторону
данного вопроса, чтобы определить главные факторы, которые
следует ввести в математическую формулировку соответствую-
щей задачи.
В момент t = в результате мгновенного прекращения дей-
ствия силы Р возникает новое состояние системы подвижных и
«неподвижных» деталей пресса, сопровождающееся освобожде-
нием потенциальной энергии, накопленной упруго сжатой в ра-
бочем цилиндре жидкостью и упруго деформированными дета-
лями (колоннами, траверсами, трубопроводом, цилиндрами).
При этом потенциальная энергия упругих деформаций, накоп-
ленная в траверсах и колоннах пресса, вызовет колебания этих
деталей с определенными начальными частотами и начальными
амплитудами, а энергия, накопленная сжатой в рабочем цилин-
дре жидкостью, вызовет поступательные перемещения подвиж-
ной траверсы и «неподвижной» станины 'пресса. Очевидно, что
начальные амплитуды собственных колебаний деталей пресса
не могут "превысить значений упругих деформаций, испытывае-
мых ими в момент t = /0, т. е. не превысят долей миллиметра и
лишь в отдельных случаях нескольких миллиметров. Величина
же поступательных перемещений деталей пресса, вызываемых
упруго сжатой в рабочем цилиндре жидкостью, в большинстве
практически встречающихся случаев на целый порядок больше.
Так, например, при длине колонн 5000 мм и напряжениях в
колоннах 1000 кгс1см2 их деформация
л / & 10» - 5 - 10» о с
А/ -----------------= 2,5 мм.
Е 2 • 10е
В то же время упругое сжатие «столба» минерального масла
в рабочем цилиндре при высоте этого столба 1000 мм и давле-
нии 320 кгс1см2 (приведенные цифры вполне обычны для мно-
гих практических случаев) составляет
А/ 320.10» а
—--------— 24,6 мм.
ж 13 • 10»
В связи с отмеченным в дальнейшем будем изучать только
ту составляющую движения подвижных и «неподвижных» масс
пресса, которая вызвала действием упруго сжатой жидкости.
343
При этом энергией, накопленной -сжатой жадностью в трубопро-
воде рабочего цилиндра, также (пренебрегаем, так как она очень
мала по сравнению с энергией, накопленной в рабочем цилинд-
ре. При желании ее можно учесть.
Если учитывать упругие деформации деталей пресса, то ме-
ханико-математическая трактовка задачи многократно услож-
няется, а конечная цель исследования (определение длины пере-
мещений подвижных и неподвижных масс пресса) заслоняется
мало влияющими на конечный результат, но усложняющими во-
прос подробностями.
В отдельных оправданных частных случаях, когда А/ колонн
соизмеримо -с Л1Ж «столба» жидкости, лучше отдельно выяснить
составляющую подскока нижней траверсы пресса над фундамен-
том, вызванную упругим растяжением колонн. Однако, можно
заранее предвидеть, что максимум величины этой составляющей
не превысит величины А/ колонн и, следовательно, ответ на дан-
ный вопрос, по существу, заранее известен.
При изучении вопроса о движении подвижных и «неподвиж-
ных» масс пресса, вызванном в момент t = tQ упруго сжатой
жидкостью, очень важно помнить, что это движение будет иметь
две существенно отличающиеся друг от друга стадии. Первая
стадия соответствует периоду времени, пока жидкость в рабо-
чем цилиндре пресса расширяется, т. е. действует «гидравличе-
ская пружина». На второй стадии движения «гидравлическая
пружина» не может действовать, так как жидкость не может
работать на растяжение. Это обстоятельство необходимо учиты-
вать при составлении уравнений, описывающих движение масс
пресса.
Для выявления зависимостей, позволяющих подсчитывать вы-
соту подскока станины пресса над фундаментом и глубину рыв-
ка его подвижной траверсы вниз, за то положение, которое она
занимала в момент мгновенного исчезновения рабочей нагрузки,
т. е. в момент = /о, введем следующие обозначения (рис. 189):
61 —вес подвижных частей пресса;
тх — масса подвижных частей пресса;
62, т2 — вес и масса неподвижных частей пресса;
Р — рабочее усилие (сила сопротивления обрабатываемого
изделия);
Q—сила, развиваемая цилиндрами обратного хода.
В период совершения рабочего хода для силы Q характерны
следующие два значения Q ~ 0 — для прессов, у которых во
время рабочего хода цилиндры обратного хода свободно сооб-
щены с наполнительным баком; Q ~ kGb k>l—для прессов,
у которых во время рабочего хода цилиндры обратного хода сво-
бодно сообщены с источником давления, а также прессы, у кото-
рых во время рабочего хода жидкость из цилиндра обратного
хода вытесняется в наполнительный бак, но не свободно, а преи-
344
долевая сопротивление подпорного клапана. Для приводимого
ниже исследования принимается Q = const, тогда Q ~ 0 входит
сюда, как частный случай В последующем будет показано, что
допущение Q ~ const при выполнении определенных условий
можно распространить и для изучаемого периода времени, сле-
дующего после внезапного исчезновения рабочей нагрузки.
Используя приведенные пояснения -и обозначения, можно
сформулировать следующую задачу. В момент t = tQ на массы
тх и zn2, кроме сил веса (?ь G2 и сил Q, 'подействовала сила Р'
пружины, предварительно сжатой на величину So. Требуется
определить закон движения масс тх и т2 от /момента t = /0 = О
цо их остановки. Следует учесть, что до момента t = /0 сила Р',
возбужденная в рабочем цилиндре пресса, уравновешивалась
силой сопротивления обрабатываемого изделия, подвижная тра-
верса двигалась равномерно, а вес пресса воспринимался фун-
даментом. Если в момент t = t0 сила Р' < G2 + Q (рис. 189), то
при внезапном исчезновении рабочей нагрузки произойдет ры-
вок лишь подвижных частей пресса. Подскока неподвижных ча-
стей пресса над фундаментом не произойдет.
Если же в момент внезапного исчезновения рабочей нагрузки
сила Р' превышала силу G2 + Q, то произойдет не только ры-
вок вниз подвижных частей пресса, но и подскок неподвижных
частей пресса с последующим их ударом при падении на фунда-
мент. При значительном превышении силы Р' над силой G2 + Q
фундаментные болты, очевидно, окажутся не в состоянии предот-
вратить подскока станины и либо порвутся, либо вытянутся.
Таким образом, для дальнейшего исследования представляет ин-
терес лишь второй случай: Р' > G2 + Q. Силы Q, G2 и G} по ус-
ловию постоянные.
Сила упругого сжатия жидкости в рабочем цилиндре пресса
(усилие гидравлической пружины) выражается линейной функ-
цией сжатия «пружины»:
P' = p'Q — kS-, 0<S<S0. (209)
Жесткость k и начальное сжатие So для рассматриваемого
случая упруго сжатой в рабочем цилиндре пресса жидкости
определяется из следующих соображений.
Уменьшение объема жидкости при сжатии
г СЖ с 9
^Ж
где Vo — объем полости цилиндра в момент t = to',
. Р'о . .
pQ= — —давление в момент t = to’,
345
Еж — модуль упругости жидкости в кгс/см2.
Тогда
Усж УрРо _ FhoPp = Мо
F EXF EXF Еж
где F — площадь рабочего плунжера в см2;
Ло—высота столба жидкости в рабочем цилиндре в момент
внезапного исчезновении рабочей нагрузки.
Начальная сила
p'0 = kS0 = k-^~,
откуда
РПЕЖ ЕЕж
k= - ° =—(211)
hoPo ho
За начало отсчета перемещений хх и х2 центров масс mi и
т2 принимаем положение центра массы mt, которое она зани-
мала в момент внезапного исчезновения рабочей нагрузки. За
положительное направление оси перемещений принимаем на-
правление снизу вверх.
Если учесть выбранное положительное направление отсчета,
то станет очевидным, что взаимное перемещение S центров масс
zn! и т2 будет равно S = х2 — хх. В соответствии с этим выраже-
ние (209) для силы, действующей на массы тх и т2 от упруго
сжатой в рабочем цилиндре жидкости, запишется так:
Р =Ро — k(x2 — Xi),
где х2 — хх < So.
Согласно принципу Деламбера уравнения движения масс тх
и т2 под действием приложенных к ним сил запишутся так:
[Ро — k(x2 — Xi)] — Q—m2g — т2^- =0;
at2
-[P'o — k(x2 — x1)] + Q — mlg — m1^-=O.
Знаки в левых частях уравнений поставлены на основании
следующих соображений. Для массы т2 (первое уравнение) сум-
ма первых трех сил положительна и положительно ускорение
d2Xn d2x2
, а в таком случае ’сила инерции т2 - должна при-
ниматься со знаком минус. По отношению к массе сумма
первых трех сил имеет отрицательное направление, а в таком
случае сила инерции будет иметь положительное направление и,
следовательно, учитывая отрицательное направление ускорения
346
d2Xi d2Xi x
- , перед членом m} - необходимо поставить знак
минус. В более удобной записи эти уравнения будут иметь вид:
" k k . Xi Xi x2 + a- „ m\ m\ (212) /Пх fflj
где a = Pp —Q —wag p = Fp — Q + mig /712 /711
В качестве начальных условий принимаем, что при t =
= /о = О
Х1 = 0, х2 = О, V2= — =0, =0.
1 2 2 dt dt
Последнее условие принято потому, что выясняется наиболее
неблагоприятный случай, когда внезапное исчезновение нагруз-
ки произошло при полном усилии пресса, т. е. при остановив-
шемся ползуне. Таким образом, сформулированная выше задача
привела к системе двух дифференциальных уравнений (212)
второго порядка с постоянными коэффициентами.
Следуя известному методу решения (см. [35] или [38]), мож-
но свести систему двух полученных уравнений второго порядка
к одному уравнению четвертого порядка. Для этого дважды диф-
ференцируем первое уравнение системы:
IV k " k
х2 =------ *1------х2 .
/71.2 ^2
Из второго уравнения системы подставляем значение х"}:
ZTli/Zlg /711/712 /712 /712
Из первого уравнения системы находим значение х} и под-
ставляем в полученное уравнение:
хг = х2 + х2--------------а, (213)
или в более короткой записи
х™ + чх2 =8, (214)
347
где
= , /И! + rn2
8 = ----
\ т2 J тгт2
Решением уравнения (214) является функция
х2 = —— t2 + + С3 cos t + С4 sin •/"у + ^2 • (215)
2 7
Теперь легко получить выражение для скорости движения
массы ги2:
V2 = = %2 = —— t + Сг — y/yCgSin j/y t +y^4C0S I t-
dt у
Чтобы выразить в функции времени t путь массы /пь нуж-
но продифференцировать полученное выражение
V2 = Х2 = —----у сз cos V T — 7 С4 sin 7 t
У
и подставить результат в уравнение (213):
хх = -^-/2 + cxt + (1 - 7 Uc8cos]/7/ +
2у \ k 1 \_
+ C4sin/Vd+-V-(---------а1 + с2- (216)
J k \ т J
Скорость движения массы ni\ •
Vi = + i/\( 1--у-у) |C4cos/77 — C3sin]/7/j Ч-С^.
Из установленных ранее начальных условий, а именно при
t = 0, Xi = 0, х2 = 0, х' = 0, х'2 = 0, легко найти значения про-
извольных постоянных:
-з + С2 + — (— *) = 0;
k \ у )
С з 4“ С2 == 0,
П1-2Г¥) + С1 = 0;
V7c4 + cx = o.
Отсюда
С1=0; С2 = ^-------С3 = 4--------С4 = 0.
у у2 у2 у
Подставляя значения Сь С2, Сз, С4, у, 6 и а, можно написать
окончательные рабочие выражения для искомых перемещений
348
x2, Xt и скоростей V2, Vj масс т2, тх пресса, вызванных мгно-
венным исчезновением рабочей нагрузки:
х2
gt* mt (P
2 k (m1
(х2 — Х!
X I
1 2 А» (/nx 4- m2)
(X2
& k(mY + m2)
mx + m2
------:— sin
mLm2
т2
miH-m2 t \
/7ll/7l2 /
tn-L + ^2
m1m2
(217)
(218)
t, (219)
V1 = —gt — m2(P° Q) l/fe/ni + "12 Sinl/kmi + m2 t, (220)
k (m1 + m2) у m1m2 у m1m2
(*2 — Xi<S0, Po—Q>^2g-).
К найденным выражениям (217) — (220) следует сделать не-
сколько пояснений.
1. При формулировании условий задачи было установлено,
что практический интерес представляют только те случаи мгно-
венного исчезновения рабочей нагрузки, для которых P'Q— Q>
>G2 = m2g, так как в противном случае заведомо известно, что
подскока массы т2 не произойдет. Цель задачи в том и состоя-
ла, чтобы разыскать выражения для хь *2, Vi, V2 только для
тех случаев, когда происходит подскок массы /п2, и только в тот
период, пока эта масса т2 находится в воздухе, т. е. не испы-
тывает -силы реакции фундамента, которая поэтому и не присут-
ствует в исходных уравнениях (212). После сделанного поясне-
ния не должен удивлять следующий результат, вытекающий из
найденных формул. Если рассмотреть случай, когда Р'о— Q = 0,
то из формул (217) — (220) следует, что х2 — хх = О, V2— 1Л = 0,
т. е. относительного движения масс тх и т2 не произойдет, а обе
массы будут двигаться вниз по закону свободного падения- как
одно целое тело. Итак, выведенные уравнения (217) — (220) мо-
гут применяться только для случаев, когда Р$—Q>^g.
2. Следует помнить также, что уравнения (218) и (220) для
определения хх и также нельзя использовать, если условие
Р'о —Q>m2g не выполнено, так как для случаев мгновенного
исчезновения рабочей нагрузки, не вызывающих подскока мас-
сы т2, они будут давать неверный результат. Случаи, для кото-
349
рых Pq — Q < m2g, т. e. случаи, не вызывающие подскока мас-
сы т2, приводят к следующему уравнению движения массы
после мгновенного исчезновения рабочей нагрузки:
(Р'~Q) + = 0 при 0 < хх < So;
Р' = Ро — kxt.
Тогда можно записать:
— kXi + (Ро + «1Я — Q) — т1 = О,
at2
или короче
cfiXi I kxY __ 0
dt2 nti т1 ’
где e = Po+mig~ Q.
Решением уравнения (221) является функция
(221>
хг = — 4-CxCOSl/ — t + C-sin}/'—t.
k у mY У mi
Выражение для скорости
Приняв начальные условия, при t = 0, х, =0, Vi = 0 опреде-
лим произвольные постоянные: Ci =----— (из уравнения для
k
*i), С2 = 0 (из уравнения для Vi). Окончательно получим:
Po + mig —Q
(*i < So, Ро — Q<m2g)',
P'0 + mxg — Q
k у «1
(222>
(223>
(Х!<5О, Po — Q <m2g).
Итак, для случаев Pq —Q < m-ig для определения X\ и Vx сле-
дует пользоваться формулами (222) и (223). При их выводе за
положительное направление оси принималось направление свер-
ху вниз, а сила Q по-прежнему принималась постоянной.
3. Следует помнить, что уравнения (217) — (220). справед-
ливы до момента, пока (х2 — Xi) <iSo, а уравнения (222) и
(223)—до момента, пока Xi So. Величина So определяется
формулой (210). С момента, когда х2 — xt превысит So (или х,
350
превысит So) «гидравлическая пружина» в рабочем цилиндре
прекратит свое действие, но тем не менее разогнавшиеся массы
тх и т2 (или только масса mi для случаев, когда P'Q —Q <
<m2g) могут проделать по инерции еще некоторые дополни-
тельные перемещения xg, которые легко установить из приведен-
ных ниже уравнений.
Для массы т\ V? "h.— =(Q — mxg)xld,
откуда m.V?
Для массы Шг х1л = — . (224) * 2(Q-mlg) ' ' 1/2 «2—= (Q+/n2g)X2<>,
откуда = д иа+пыу’ '
здесь Vj и V2— скорости масс т\ и т2 в момент, когда х2—
— Xi = So.
Пример. Определить функции х2, хь V2, Vi при мгновенном
исчезновении нагрузки для пресса со следующими параметрами:
номинальное усилие пресса 1000 тс = 106 кгс; номинальное дав-
ление жидкости 320 кгс)см2; усилие прессования, предшествую-
щее мгновенному исчезновению нагрузки, 1000 тс; высота столба
жидкости в рабочем цилиндре пресса в момент исчезновения
нагрузки 100 см; вес подвижных частей пресса 20 000 кгс; вес
станины (неподвижных частей пресса) 80 000 кгс; усилие цилин-
дров обратного хода 60 000 кгс; рабочая жидкость — масло.
Массы /Hi и пг2 соответственно составляют
20 000 л кгс • сек2
пъ =------= 20,4----------;
980 см
80 000 о 1 с • сек2
ГП9 =-----=о1,о ----------.
2 980 см
Площадь рабочего плунжера
F = 1000 ' = 3120 сл<2.
320
Модуль упругости жидкости Еж =,13000 кгс!см2.
Жесткость «гидравлической пружины» согласно формуле
(211)
k = 3120-13 000 405000
гоо • 1 '
351
Начальное сжатие «гидравлической пружины» по уравнению
(210)
с 100 • 320 о .д
So =-------------- 2,46 см.
0 13 000
Вычисления значений функций Хг, хь V2, Vi по формулам
(217) — (220) приведены в табл. 9.
Л_"-.^-«=0Л55;
fe (иг + т2)
В = m2(P°~Q) = 1,85;
А (т, + т2)
mj + m-j
К -----------
ГП1ГП2
= 73,5;
k т1 + тг = 292.
/П1/П2
f (t) = 1 — cos
т1 + т2
к -------I ,
m1m2
mj + mj ,
Л--------* •
яцгпъ
Из приведенных в табл. 9 результатов видно, что при t —
= 0,01 сек х2— xt ~ So. Соответствующие этому моменту скоро-
сти Vi = 298 см!сек, У2 = 65 см/сек. Отсюда определим по фор-
мулам (224) и (225) значения Xig и х^:
г _ 20,4 • 298®
-% ~
Xo.
-v
— 22 4 cm*
2 (60 000—20 000)
81,6.652 1 o,
---------------= 1,24 cm.
2 (60 000 + 80 000)
Итак, для рассмотренного примера полная величина подско-
ка неподвижных частей пресса над фундаментом составляет
0,418+ 1,24 ж 1,66 см,
'2 I
а максимальная скорость взаимного относительного перемеще-
ния масс тх и т2 достигает 363 см)сек.
ВЫВОДЫ
1. Мгновенное исчезновение рабочей нагрузки всегда сопро-
вождается резким рывком подвижных частей пресса, вызывае-
мым действием упруго сжатой в рабочем цилиндре жидкости.
352
12 Заказ 1299
Таблица 9
2. Если рабочая нагрузка превышает величину G2 + Q, где
G2 — вес неподвижных частей пресса, Q — сила, развиваемая
цилиндрами обратного хода, то при мгновенном исчезновении
рабочей нагрузки произойдет не только рывок подвижных ча-
стей пресса, но и подскок его неподвижных частей. Высота под-
скока неподвижных частей пресса увеличивается с увеличением
объема («столба») жидкости в рабочем цилиндре, с уменьше-
нием ее модуля упругости и с увеличением преодолеваемой пол-
зуном пресса рабочей нагрузки. Если пресс развивал полную
силу, то такой же величины сила, направленная вверх, подей-
ствует на неподвижные части пресса в момент мгновенного ис-
чезновения рабочей нагрузки. Очевидно, что фундаментные бол-
ты не способны воспринимать такую силу и будут либо вытяги-
ваться, либо рваться. В таких случаях целесообразно
фиксировать станину пресса относительно фундамента не болта-
ми, а штырями или шпонками, специально предусмотренными
на фундаментных плитах.
Эти штыри или шпонки должны сопрягаться с соответствую-
щими пазами в подошве станины пресса и препятствовать
лишь горизонтальным, но не вертикальным перемещениям
станины.
Одновременно необходимо позаботиться об упругих проклад-
ках между подошвой пресса и фундаментными плитами для
смягчения удара станины пресса о фундамент после подскока.
Необходимо также помнить о трубах, соединяющих пресс с на-
полнителем и другими узлами, отдельно закрепленными на фун-
даменте, и при необходимости предусматривать петлеобразные
изгибы таких труб для уменьшения их жесткости за счет уве-
личения длины.
3. Присутствие воздуха в рабочем цилиндре пресса равно-
сильно резкому снижению модуля упругости жидкости, что со-
ответственно усиливает рывок подвижных частей и подскок
неподвижных частей пресса после мгновенного исчезновения ра-
бочей нагрузки. Большое скопление воздуха в рабочем цилиндре
может привести к серьезным авариям.
Для гарантированного удаления воздуха из рабочего цилин-
дра рекомендуется простейшее устройство, изображенное на
рис. 190. Это устройство подключают к наивысшей точке днища
рабочего цилиндра или к наивысшей точке подводящей трубы,
если она подключена к наивысшей точке днища рабочего ци-
линдра.
При давлении в главном цилиндре 320 кг^см? перепад дав-
лений на каждом из четырех дроссельных отверстий составляет
0,25-320 = 80 кгс!см2. При таком перепаде давлений эрозионный
износ дроссельных шайб пренебрежимо мал. Расход жидкости
через дроссельное устройство во время рабочего хода при наи-
354
большем давлении и при диаметре дроссельных отверстий 1 мм
не превышает
0,4 V 2 • 9,8 • 80 • 10 • • 0,1а • 100«40 см»/сек,
4
т. е. пренебрежимо мал по сравнению с расходом жидкости на
рабочий ход пресса. Дроссельные шайбы запрессовываются в
гильзу по горячей посадке. Применение такого устройства исклю-
чает наличие воздуха в рабочем цилиндре во время рабочего хода.
4. Уменьшение объема жидкости в рабочем цилиндре пропор-
ционально уменьшает подскок неподвижных
подвижных частей пресса. Поэтому во всех
возможных случаях следует уменьшить хо-
лостую часть хода пресса до минимально
возможной величины, например путем уста-
новки подкладных плит под инструмент.
5. Необходимо защитить цилиндры об-
ратного хода от чрезмерного повышения
давления при мгновенном исчезновении ра-
бочей нагрузки на подвижную траверсу.
Для этого на трубопроводе, соединяю-
щем цилиндры обратного хода с распреде-
лителем, следует установить, дроссель с та-
ким отверстием, чтобы при вытеснении жид-
кости из подъемных цилиндров во время ра-
бочего хода с нормальной скоростью на
дросселе создавался перепад давления до
0,5—0,8 от наибольшего рабочего давления
в системе. На участке трубопровода между
дросселем и подъемными цилиндрами необ-
ходимо установить предохранительный кла-
пан, настроенный на максимально возмож-
ное давление, определяемое прочностью
деталей подъемных цилиндров.
Описанное устройство из дросселя и
частей и рывок
предохранительного клапана защитит подъ- рис 190 устройство
емные цилиндры от поломки и затормозит для удаления воздуха
подвижную траверсу на коротком пути. из главного цилиндра
Если желательно > исключить дополни- пресса
тельное сопротивление, которое вызовет
дроссель при обратном ходе подвижной траверсы, то достаточно
предусмотреть обводную трубу с обратным клапаном.
Предохранительный клапан должен быть прямого действия,
так как только такое исполнение предохранительного клапана
обеспечивает минимальное время его открытия. Применение
данного устройства, ограничивающего повышение давления в
цилиндрах обратного хода, обусловливает законность сделанно’
го в начале расчета допущения Q « const.
355
12*
20. ВЫБОР ПРИВОДА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРЕССА
НА ОСНОВАНИИ СВЕДЕНИЙ О ТЕХНОЛОГИЧЕСКОМ ПРОЦЕССЕ
При рассмотрении вопроса о выборе привода гидравлическо-
го пресса его исполнительные механизмы целесообразно разде-
лить на две группы: рабочие и вспомогательные механизмы.
К первой группе отнесем те исполнительные механизмы (с
соответствующими им гидравлическими цилиндрами), под дей-
ствием которых осуществляется изменение формы и размеров
обрабатываемого материала или заготовки.
Ко второй группе отнесем те исполнительные механизмы (с
соответствующими им гидравлическими цилиндрами и гидравли-
ческими двигателями вращательного движения), которые обе-
спечивают транспортировку и фиксацию положения обрабаты-
ваемой заготовки (материала) и изделия: податчики, прижимы,
выталкиватели, сталкиватели. К этой же группе отнесем и меха-
низмы, предназначенные для перемещений и фиксации обраба-
тывающего инструмента (например, механизм перемещения пу-
ансонов в многопозиционных дыропробивных или штамповочных
прессах, механизм транспортировки прессшайб в прессах для
выдавливания труб и профильных прутков и др.).
В настоящее время (пока что практически без исключений)
рабочий процесс известных гидравлических прессов прерыви-
стый, т. е. после прямого движения исполнительных механизмов
следуют их обратные движения. Иногда в составе исполнитель-
ных механизмов пресса имеются и механизмы непрерывного
движения (рольганги, намоточные барабаны и др.). Однако ра-
бочий процесс гидравлического пресса в целом остается преры-
вистым и в этом случае. Учитывая отмеченное, можно разделить
движения рабочих исполнительных механизмов на следующие
составляющие: ход приближения, рабочий ход, обратный ход.
Для вспомогательных исполнительных механизмов достаточно
двух составляющих — прямой ход и обратный ход1.
Для исполнительных механизмов непрерывного действия
классификации движений не требуется, так как оно однозначно.
Необходимо, наконец, условиться об единообразии в определе-
нии коэффициентов полезного действия отдельных исполнитель-
ных механизмов и всей установки в целом.
По мнению автора, необходимо и достаточно ввести в употре-
бление следующие коэффициенты полезного действия: гидравли-
ческий к. п. д. рабочего хода x]p.2i полный к. п. д. рабочего хода
rip, гидравлический к. п. д. одного законченного цикла работы
пресса x]4.Zt полный к. п. д. одного законченного цикла работы
пресса т1ч.
1 По определению эти механизмы не участвуют в изменении формы и
размеров обрабатываемого материала (заготовки), т. е. не имеют рабочего
хода.
356
При этом подразумеваются следующие определения введен-
ных коэффициентов полезного действия:
У) — Ар
Ър-г~~л;'
где Ар — работа, совершенная движущимся инструментом ра-
бочего исполнительного механизма, численно равная
площади графика силы Рш($), действующей на шток
поршня (плунжер) при рабочем ходе;
Аг— энергия, израсходованная на это движение гидравли-
ческим приводом пресса с учетом работы сил трения в
уплотнениях гидравлических цилиндров (гидравличе-
ских двигателей).
_ __ Ар
Аг + Ам'
где Ам — механические потери энергии в направляющих и шар-
нирах рабочего исполнительного механизма при рабо-
чем ходе.
__ Др
~ ~А~
™ц-г
где Ач.г — энергия, израсходованная гидравлическим приводом
за один полный цикл работы пресса, с учетом сил
трения в уплотнениях гидравлических цилиндров (ги-
дравлических двигателей).
7) =_____А*
Ц Ацг-\-.
;— ’ Чэ.чг
щм
где Ац.м—механические потери энергии в направляющих и
шарнирах исполнительных механизмов пресса за
один полный цикл его работы;
х]э.ц— среднее значение к. п. д. электродвигателя за время
одного полного цикла.
Бывают случаи, когда один цикл включает несколько различ-
ных рабочих ходов. Например, пресс для пакетирования метал-
лического лома, рассмотренный в разделе 8, имеет цикл, вклю-
чающий три рабочих хода, каждый из которые выполняется от
отдельного цилиндра. При штамповке в многоручьевом штампе
цикл пресса также будет состоять из нескольких рабочих ходов
(соответственно числу ручьев штампа), но при этом каждый ра-
бочий ход будет осуществляться от одного и того же гидравли-
ческого цилиндра. В любом из этих случаев введенные опреде-
ления коэффициентов т]р.г и т]р остаются неизменными, а их ко-
личество увеличивается соответственно числу рабочих ходов
в цикле.
357
Определения коэффициентов цц.г и также остаются неиз-
менными, а величина Ар в этих случаях определяется суммой
= ^Pi + ^pi + • • • + Арп>
где п — число рабочих ходов в цикле.
Необходимо также расшифровать значение коэффициента
Для тех случаев, когда привод пресса имеет несколько на-
сосов и соответственно несколько электродвигателей. Пусть за
время Т одного полного цикла в работе участвуют (без выклю-
чений) m электродвигателей; тогда
Ац.г + Ац.м = (IFi + W2 +... +^m) Л
где Wi, W2,..., Wm — средняя мощность на валах электродвига-
телей за время Т одного полного цикла.
Коэффициенты полезного действия электродвигателей зави-
сят от их нагрузки, т. е. от значений Wi9 W2, • • •, Wm- По этим
значениям средних нагрузок за время Т можно найти соответ-
ствующие средние значения к. п. д. электродвигателей гц, т]2, • • -
... ,т]т за это же время Т. Тогда
_ (^1 + lT2+...+ IFm)T _
7,34 i i \
—«71 + —r2+...+ —г
\ 41 42 4m /
^+^2+... + ^т
Рассмотренная классификация исполнительных механизмов
и их движений \ а также перечисленные определения коэффи-
циентов полезного действия введены с целью исключения воз-
можных различных толкований этих понятий и возникающей из-
за этого неопределенности. Перечисленные четыре коэффициента
полезного действия введены по следующим соображениям.
Гидравлический к. п. д. рабочего хода (т)р.г) позволяет коли-
чественно охарактеризовать энергетическую экономичность гид-
равлической системы при выполнении рабочей операции. Одна-
ко фактическая цифра к. п. д. рабочей операции может ока-
заться значительно меньшей из-за механических потерь энергии.
Чтобы учесть это, введен полный к. п. д. рабочего хода т)р.
Сравнение значений коэффициентов т]р.г и т]р покажет, в какой
системе (гидравлической или механической) происходят наи-
большие потери энергии и какую систему следует улучшать в
первую очередь. Коэффициенты г\р.г и т]р еще не позволяют оце-
нить энергетическую экономичность пресса в целом, поэтому вве-
1 Эта классификация может быть и иной, так как в конечном счете важ-
на не классификация, а определенность и единство терминов.
358
дены коэффициенты т]ч.г и т)^, характеризующие экономичность
одного полного цикла работы пресса.
Поскольку гидравлические прессы, как правило, работают
однообразно повторяющимися циклами, эти коэффициенты поз-
воляют весьма полно оценить энергетическую экономичность
пресса во времени при условии его работы по заданному циклу,
который достаточно охарактеризовать значением времени Т и
графиком (графиками) силы Pm(s) при его рабочем ходе (ра-
бочих ходах). Сравнение коэффициентов г]р.г и г]ц.г покажет со-
отношение потерь энергии в гидравлическом приводе при выпол-
нении рабочего хода и всего цикла, т. е. позволит установить
расход энергии в гидравлическом приводе на вспомогательные
движения.
Коэффициент т)ч характеризует величину потерь в приводе
и исполнительных механизмах пресса в целом с учетом потерь
энергии в электрических двигателях. Рассмотренные четыре ко-
эффициента полезного действия можно определить на основании
всего двух заданных характеристик технологического процесса,
а именно времени одного цикла Т, т. е. заданной производитель-
ности пресса, и графика силы Рш(в) при рабочем ходе1, т. е.
заданной силовой характеристики обрабатываемого материала
или заготовки.
К рассмотренным четырем коэффициентам необходимо доба-
вить следующие два коэффициента: k4 и kt.
где пв — число вспомогательных движений в цикле.
пр — число рабочих движений;
Коэффициент k4 характеризует принятый цикл работы прес-
са и его можно назвать коэффициентом цикла. Чем меньше ко-
эффициент k4, тем меньше доля вспомогательных движений в
цикле, тем он совершеннее (проще).
где tp — время рабочего хода;
Т — время одного полного цикла.
КЬэффициент kt характеризует долю машинного времени в
общем времени цикла, и его можно назвать коэффициентом ма-
шинного времени. Чем больше этот коэффициент, тем полнее
используется время, тем совершеннее цикл пресса.
1 Если график силы Рш($) заранее неизвестен и не поддается теоретичес-
кому определению, то его можно получить экспериментально, прессованием
образцов (если необходимо, уменьшенных, но с соблюдением правил подо-
бия) на любом действующем прессе подходящего усилия.
359
В разделах 14 и 15 была показана на примерах связь коэф-
фициента kt с выбором рационального типа привода. В этих же
разделах, а также в разделе 16 были изложены способы и фор-
мулы, позволяющие по известному графику Pm(s) определять
время tp для приводов разных типов, а значит, и величину коэф-
фициента kt. Нетрудно заметить, что наименьшее предельное
значение этого коэффициента равно единице. В общем случае
исходных технологических характеристик Т и Рш(я) и получен-
ных на их основании коэффициентов k4, ktt т)р.г, т)р» т]ц.г, т]ц еще
недостаточно для выбора и оценки привода пресса.
К числу исходных технологических характеристик Т и Рш($)
нередко приходится добавлять также данные о требуемых ско-
ростях рабочих ходов, а именно:
Ушах, Pmin — диапазон регулирования скорости рабочего хода;
kc — коэффициент стабильности минимальной скорости1;
kv — наибольший угловой коэффициент требуемого зада-
нием переменного графика скорости рабочего хода;
Ду — наибольшее допустимое отклонение фактического
графика скорости от требуемого графика.
Перечисленных исходных данных Т, Рш, (s), утах, Ртш, ^с>
kv, Av достаточно для выбора и проектирования гидравлическо-
го привода пресса в случае, когда необходимо не только обеспе-
чить прессование изделия с графиком Рш (з) в заданное время
цикла Т, но и выдержать скоростной режим прессования. Так,
например, при проектировании прессов для выдавливания ореб-
ренных труб и профильных прутков из легких сплавов все пере-
численные технологические исходные данные должны учитывать-
ся. В противном случае либо произойдет брак изделия, либо
будет существенное недоиспользование возможной производи-
тельности технологического процесса. Необходимо отметить, что
когда скорость прессования меняется в зависимости от прессу-
емого изделия, в технологическом задании должно оговаривать-
ся наибольшее допустимое значение Т = Гщах.
Можно привести примеры и еще более сложных заданий, ког-
да дополнительно к отмеченным исходным данным добавляются
требования по синхронности движения двух или нескольких пор-
шней (плунжеров) с заранее заданной допустимой разностью
Ду и Д$ по скорости и пути этих движений [здесь
Ду — допустимое отклонение скорости по фактическому и задан-
ному графику, Д$ — допустимая разность длин перемещений
поршней (плунжеров) в период прессования]. В соответствии с
таким заданием спроектированы прессы, рассмотренные в раз-
делах 1 и 4.
‘ 1 Чем меньше скорость, тем труднее поддерживать ее стабильность.
Именно поэтому кдэффйциент стабильности' следует* относить к минимальной
.скорости. ’ '* 1 •. ... •' .• -I
Таким образом, задания на проектирование привода пресса
можно разделить на следующие три группы:
№ группы Технологические исходные данные для проектирования привода
I II III т, РШ(3) Tmax, Уmin, Pw(s), Ртах, Omin, kc, kv, До Утах, 7\nin, Pui(s)t Отах, Omin, kCt kv, До, Дх
В практических конкретных случаях некоторые из исходных
данных в группах II и III могут оказаться второстепенными
и, следовательно, ненужными. Например, могут быть случаи,
когда изменение скоростей прессования (в зависимости от обра-
батываемого изделия) вызвано лишь требованиями согласова-
ния рабочего движения с возможностями действующих в это
же время вспомогательных исполнительных механизмов. В та-
ком случае параметры kc, kv, Av в группе II становятся ненужны-
ми. В группе III может оказаться ненужным регулирование ве-
личины скорости прессования; тогда из задания отпадут пара-
метры Утах, Лшп, kc\ параметр kv при этом должен
остаться, так как от него зависят значения величин Ду и As
и, следовательно, схема и параметры системы синхронизации.
Гидравлический привод — это система, состоящая из насосов
(насоса); аккумулятора (маховик или пневмогидравлический
баллон); аппаратуры, распределяющей жидкость; аппаратуры,
регулирующей скорости и усилия гидравлических двигателей
(цилиндров); и, наконец, самих гидравлических двигателей.
Гидравлический привод, как правило, сочетается с электри-
ческими аппаратами контроля и управления работой пресса,
т. е., как правило, этот привод электрогидравлический.
Перечисленные составляющие части привода в зависимости
от исходного задания могут присутствовать в различных комби-
нациях— от простейших (насос — распределитель — гидравличе-
ский цилиндр) до сложных, включающих все вышеназванные со-
ставляющие части и работающих автоматически. Каждая из
этих частей может иметь в каждом конкретном случае (конкрет-
ное задание) различные схемные и конструктивные решения.
Фактические показатели привода (соответствие заданным
исходным технологическим параметрам, коэффициенты полезно-
го действия, безотказность) существенно зависят от принятых
схемных и конструктивных решений. Методы, позволяющие за-
ведомо (без проектирования) устанавливать наилучший схем-
ный вариант привода и каждой его составляющей части в зави-
симости от исходного технологического задания, пока что отсут-
ствуют. Поэтому единственная возможность оценки разработан-
361
ного (в результате проектирования и расчета) варианта
привода — сравнительный анализ с другими возможными или
известными вариантами, удовлетворяющими условиям задания.
Введенные выше показатели k4l kti т]р.г, Лч.г,
позволяют оценить выбранный (или заданный) цикл и энергети-
ческие показатели привода. Однако, кроме этого, очень важно
оценивать сложность схемы разработанного варианта. С этой
целью вводятся следующие два коэффициента: k3 и k3.
ke = Ne+met
где Nz — число гидравлических исполнительных механизмов (ра-
бочих и вспомогательных), срабатывающих за время
Т каждого цикла работы пресса,
тг — соответствующее число гидравлических аппаратов
в приводе, также срабатывающих при каждом цикле
работы пресса.
k3 = Ne + m3t
где значение Мг прежнее:
т3— число электрических аппаратов, срабатывающих при
каждом цикле работы пресса.
Если коэффициенты k4 и kt характеризуют совершенство ра-
бочего цикла пресса, то коэффициенты k3 и k3 характеризуют
совершенство (простоту) привода, реализующего этот цикл рабо-
ты пресса. Очевидно, что чем больше величина коэффициентов
ks и k3i тем сложнее привод, чаще неполадки при работе, тем,
следовательно, хуже найденный вариант. С предложенными ко-
эффициентами k3 и k3 связаны коэффициенты и .
k2 =—-, k3 == —.
Кг Кг
Эти коэффициенты показывают, сколько гидравлических (и
соответственно электрических) аппаратов приходится на каждый
гидравлический исполнительный механизм пресса, т. е. они ха-
рактеризуют сложность гидравлической и электрической схем
привода по отношению к предварительно установленному числу
гидравлических исполнительных механизмов Ч Очевидно, что чем
больше значения этих коэффициентов, тем сложнее (хуже) най-
денные варианты гидравлической и электрической схем.
Для того чтобы практически подсчитать значения коэффи-
циентов k2 и k3 (а также k's и &'), необходимо условиться о пра-
вилах такого подсчета. Здесь, как и в случае с классификацией
исполнительных механизмов и их движений, важны не столько
1 Здесь по-прежнему имеются в виду только те гидравлические испол-
нительные механизмы, а также те гидравлические и электрические аппара-
ты, которые срабатывают при каждом цикле работы пресса.
362
сами правила, сколько единообразие их применения для различ-
ных сравниваемых вариантов. Поскольку аппараты как гидрав-
лической, так и электрической схем привода нередко оказывают-
ся комбинированными, т. е. электрогидравлическими, то при под-
счете чисел тг и тэ их гидравлические и электрические элемен-
ты целесообразно относить соответственно к электрической и гид-
равлической схемам. Приведем несколько примеров, поясняющих
такой подсчет.
Применение одного гидравлического трехпозиционного рас-
пределителя (золотника) с электрическим управлением от двух
магнитов вызовет увеличение числа тг на единицу и числа тэ —
на две единицы. Применение аналогичного распределителя с эле-
ктрогидравлическим управлением от двух вспомогательных зо-
лотников 1 низкого давления, из которых каждый имеет один
магнит, вызовет увеличение числа тг на три единицы и числа
тэ — на две единицы. Шестипозиционный гидравлический ко-
мандоаппарат (рис. 108) с шестью двухпозиционными (открыт —
закрыт) основными золотниками, одним двухпозиционным вспо-
могательным золотником, гидравлическим вспомогательным ци-
линдром и храповым устройством с кулачковым валом вызовет
увеличение числа тг на девять единиц. Из приведенных приме-
ров нетрудно заметить принцип, используемый при подсчете
чисел тг и тэ. Этот принцип состоит в следующем:
а) каждому аппарату (или механизму) ставится в соответ-
ствие определенное число, которое можно назвать индексом сло-
жности данного аппарата и обозначить, например, буквой Сг
для гидравлических и буквой Сэ для электрических аппаратов;
б) индекс сложности численно равен числу механизмов, из
которых состоит рассматриваемый аппарат (или механизм). При
этом комбинированные (электродгидравлические) аппараты ха-
рактеризуются двумя индексами: Сг и Сэ\
в) числа тг и тэ принимаются равными сумме индексов
сложности аппаратов, управляющих работой исполнительных ме-
ханизмов привода2 «
= Сг± 4" Сг2 +... 4- Сг,п,
= С9\ 4” 4~ • • • + С9Л,
где л — число гидравлических,
I — число электрических аппаратов.
1 Такой способ управления основным распределителем применяется в
гидравлических приводах высокого давления.
2 Можно предложить и другой возможный способ назначения индексов
сложности, а именно: индекс сложности аппарата или механизмов можно
принять равным числу поверхностей трения (пар трения), имеющихся в рас-
сматриваемом аппарате или механизме, включая и исполнительные механиз-
мы пресса. В таком случае получим: тг — Си\ 4- Сиг + ....+ CUnt где
Сип — индекс сложности аппарата или механизма; п — число аппаратов и
механизмов в прессе. Подсчет чисел тг и та остается при этом прежним.
363
Основываясь на сделанном разъяснении, нетрудно составить
таблицу индексов сложности механизмов и аппаратов, применя-
емых в практической работе каждого конструкторского бюро.
Заметим, что те исполнительные механизмы и аппараты, кото-
рые не срабатывают при каждом цикле пресса (например, пу-
скатели электродвигателей, выдвижные столы для смены штам-
пов, переключатели режимов работы пресса и т. п.), не требуется
учитывать при подсчете значений Ng, тг и тэ, так как они (по
сравнению с механизмами, срабатывающими при каждом цикле)
пренебрежимо мало влияют на надежность работы схемы. Тех-
нологические исходные данные, необходимые для проектирова-
ния привода пресса, и введенные показатели, позволяющие кон-
тролировать качество найденного (или рассматриваемого) ва-
рианта, удобно расположить в форме таблицы (см. табл. 10).
Таблица 10
Возможные группы технологических исходных данных для проектирования
и расчета привода пресса и основные показатели, которые следует
контролировать при его проектировании и расчете
№
группы
Технологические исходные данные
для проектирования и расчета
привода пресса
I Т, Рш, (s)
II Тщах, Рш (S), Pmax> Vtnin, kc,
kv, Л О
III Tmax, Piu (s), Umax, Umin, kc,
kv, Д v, Д S
Контролируемые показатели
привода1
Энергетические
показатели:
V, V г. Ip. V а- 1ч
Показатели цикла:
Показатели сложности
привода:
1 Буквой W обозначена номинальная мощность электродвигателей привода.
Определения других букв даны в тексте.
Теперь можно вполне определенно сформулировать рассмат-
риваемую задачу, а именно: на основании заданных значений
технологических параметров, перечисленных во второй графе
табл. 10, требуется составить гидравлическую и электрическую
схемы привода, а также установить параметры элементов этих
схем так, чтобы заданные значения технологических параметров
обеспечивались при наибольших возможных значениях величин
Л?.*, Лр» Лч.г» Лч, и наименьших возможных значени-
ях величин W, k4, kg, k3.
Конкретные размеры и формы прессуемых деталей не всегда
заранее известны. Однако технологическая операция, для выпол-
нения которой предназначен пресс (например, горячая объем-
ная штамповка, выдавливание через матрицу, правка и т. п.)
364
известна заранее. В таком случае теоретически или экспери-
ментально можно установить характер графиков силы Рш (s),
соответствующих данной технологической операции, построить
условный график, который и принять за основу при анализе
возможных вариантов насосной части привода рабочих исполни-
тельных механизмов проектируемого пресса. Ориентирами при
этом анализе явятся значения W и т\р.г1 которые при известном
графике Рш ($) будут зависеть от выбираемого варианта насос-
ной части привода.
К проектированию привода приступают после определения со-
става исполнительных механизмов пресса и циклограммы их
работы. Обычно начинают с выбора насосной части привода,
обеспечивающей рабочий ход пресса. При этом, приняв за ос-
нову значения технологических параметров, которым должен
удовлетворять пресс, и значение коэффициента kti установлен’
ное при составлении циклограммы, последовательно проверяют
возможность применения приводов (имеется в виду насосная
часть привода), рассмотренных в разделах 14—16.
Можно рекомендовать следующую последовательность про-
верок при выборе привода: насосно-маховиковый привод, привод
с объемными насосами постоянной производительности, привод
с центробежными насосами, привод с пневмогидравлическим ак-
кумулятором, специальные приводы; при этом выявляют один
или несколько наиболее приемлемых вариантов, затем выясня-
ют, целесообразно или нет приводить вспомогательные механиз-
мы от выбранной насосной (насосно-аккумуляторной) установки.
При большом числе вспомогательных исполнительных меха-
низмов малых усилий, как правило, целесообразнее предусмат-
ривать отдельную маслосистему (маслопривод), работающую на
значительно более низких давлениях. При проектировании схем
управления как рабочими, так и вспомогательными исполнитель-
ными механизмами основное внимание следует уделять отыска-
нию такого варианта схемы, при котором число гидравлических
и электрических распределительных и регулирующих элементов,
срабатывающих при каждом цикле работы пресса, будет наи-
меньшим. Некоторые конкретные способы, направленные на воз-
можно более полное удовлетворение этого требования, рассмот-
рены в разделе 12.
Выбранный вариант привода подвергают детальному расчету,
в результате которого устанавливают значения контролируемых
показателей привода, перечисленных в третьей графе табл. 10.
В ходе этого расчета становятся ясными причины, ухудшающие
значения тех или иных контролируемых показателей, а в таком
случае нетрудно отыскать (или разработать) способы, позволя-
ющие уменьшить их вредное действие.
Таким образом, на стадии детального расчета параллельно
производится усовершенствование и уточнение выбранного
365
варианта. При наличии нескольких рассчитанных вариантов про-
изводится их сравнение по основным контролируемым показате-
лям и выбор наилучшего из них.
Рассмотренный подход к проектированию и выбору привода,
основанный на количественном сравнительном анализе, позволит
в короткий срок накопить необходимые точные сведения и зна-
ния по проектированию привода, т. е. опыт его проектирования.
21. МЕТОД РАСЧЕТА ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СЛЕДЯЩИХ СИСТЕМ
ПОЗИЦИОННОГО УПРАВЛЕНИЯ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫМИ МЕХАНИЗМАМИ
Позиционным называют такое управление, при котором путь
рабочего органа исполнительного механизма (выходное звено
системы) равен или пропорционален текущей координате орга-
на управления исполнительным механизмом. Этот орган управ-
ления обычно называют входным звеном системы. Другими сло-
вами, позиционное управление — это такое управление, при кото-
ром путь выходного звена системы равен или пропорционален
пути ее входного эвена.
Система управления, приведенная на рис. 8, является систе-
мой позиционного управления !. Она составлена из четырех оди-
наковых гидромеханических следящих систем. Входные звенья
этих систем2 соединены зубчатой передачей так, что их возмож-
ные* * вращательные движения всегда синхронны. Кроме враща-
тельного движения (командный входной сигнал на поступатель-
ное движение выходного звена, каковым является подвижная
траверса пресса) входные звенья, будучи прикрепленными
к подвижной траверсе пресса, имеют также поступательное пе-
ремещение вместе с траверсой. Эти поступательные перемещения
входных звеньев (винтов) являются сигналами обратной связи.
В каждой следящей системе командный сигнал и сигнал об-
ратной связи алгебраически суммируются (сравниваются между
собой) с помощью гайки 4 (рис. 8). Величина этой суммы
е = ^й + (-х), (226)*
где —h —вертикальное перемещение гайки по винту в ре-
2л
зультате его поворота на угол <р (командный
сигнал);
1 Рассматриваемая система предложена Б. П. Васильевым. Авторское
свидетельство по классу 58а, 3, № 126745 за 1959 г.
2 Входными звеньями четырех следящих гидромеханических систем, со-
ставляющих рассматриваемую систему управления прессом (рис. 8), являют
ся винты 1.
* Имеется в виду одноходовой винт. Если винт m-ходовой, то вместо h в
уравнении (226) следует подставлять mh.
366
х — противоположное перемещение точки траверсы,
в которой закреплен винт (исполняемое движение,
являющееся в данном случае и сигналом обратной
связи);
h — шаг винта.
Величина 0 характеризует для каждого момента времени t
рассогласование между командным сигналом и исполняемым
движением.
Направление нарезки винта выбирается так, чтобы при ходе
траверсы вниз гайка 4 под действием вращения винта перемеща-
лась вверх. Таким образом, направления командного сигнала
(вертикальный путь гайки по винту) и сигнала обратной связи
(вертикальный путь гайки вместе с винтом) противоположны,
т. е. обратная связь отрицательная.
Пусть траверса движется так, что в каждый момент t рас-
согласование между командой и исполнением 0 = Qy = const.
Такое движение траверсы, а соответственно и всех элементов рас-
сматриваемой следящей системы будем в дальнейшем назы-
вать установившимся, а величину 0V = const — установившимся
сигналом рассогласования.
Рассматриваемая система относится к такому типу следящих
систем, у которых рассогласование 0^ при установившемся дви-
жении с постоянной скоростью пропорционально этой скорости.
Совершенно ясно, что рассогласование между командой и ис-
полнением имеет место только при движении. Если командное
движение закончится на некоторой заданной координате
(рх, то траверса остановится на строго определенной координате
хк так, что
Другими словами, при остановке командного движения рас-
согласование между координатой команды и координатой испол-
нения уменьшается до нуля.
Сигнал рассогласования 0, возникающий при движении, пере-
дается группой рычагов 3 (рис. 8), имеющих передаточное от-
ношение kXi на входное звено гидроусилителя дроссельного кла-
пана 2. Выходное звено гидроусилителя воспроизводит это дви-
жение с коэффициентом, равным единице по перемещениям. Этот
элемент системы применен только для того, чтобы передавать
сикнал 0 от гайки к входному звену гидроусилителя при малых
силах, действующих на рычаги, и при этом преодолевать в сот-
ни раз большие силы, действующие на дроссельный клапан. Си-
лы, действующие на дроссельный клапан, в данной системе име-
ют величину 1500—2000 кгс, и поэтому непосредственная связь
рычагов и дроссельного клапана вызвала бы неприемлемые раз-
меры элементов передачи сигналов.
367
Дроссельный клапан, выполняющий роль регулирующего эле-
мента системы, имеет такой профиль, при котором
f = k3s х k2icdKs, (227)
где f — площадь открытой щели клапана;
s — ход клапана;
k2— постоянный коэффициент (уклон конуса клапана);
dK — номинальный диаметр отверстия в седле клапана.
Кроме рассмотренного дроссельного напорного клапана, к
выходному звену каждого гидроусилителя подсоединен с по-
мощью коромысла дроссельный сливной клапан профиль ко-
торого также выполнен в соответствии с уравнением (227). Вза-
имное положение дроссельных клапанов отрегулировано так, что
при горизонтальном положении коромысла оба клапана оказы-
ваются закрытыми, а их толкатели касаются коромысла. При
поворотах коромысла от горизонтального положения может от-
крываться только один из клапанов, в зависимости от направле-
ния поворота коромысла. Таким образом, регулирующим устрой-
ством каждой из четырех следящих систем является распредели-
тель с двумя дроссельными клапанами, имеющими нулевую щель
при горизонтальном положении коромысла. Если рассматривать
движения дроссельных клапанов в статике, т. е. без учета време-
ни, то зависимость между сигналом рассогласования 0 и ходом
s дроссельного клапана выразится уравнением
s = 0^ь
Тогда, учитывая уравнение (227), получим
f = kj^dj. (228)
Поскольку k\ и k2 всегда положительны, то знак перед f
всегда совпадает со знаком рассогласования 0.
Условимся координату входного звена (угловой путь винта)
принимать со знаком плюс. Тогда знак 0 будет определять нап-
равление возникающего рассогласования. Если рассогласование
0 отрицательно, то это означает, что исполнение опережает ко-
манду. При этом /, согласно уравнению (228), также отрицатель-
на. а это означает, что открылся сливной дроссельный клапан.
Однако уравнение (228) справедливо только в тех случаях,
когда запаздывание движения выходного звена гидроусилителя
по отношению к движению его входного звена пренебрежимо ма-
ло. Это условие входит в число важнейших условий, от которых
зависит точность и устойчивость движения траверсы пресса,
а следовательно, и всей системы. ,
После введенных определений и пояснений можно изобра-
зить структурную схему (рис. 191), соответствующую каждой из
четырех следящих систем, составляющих полную систему уп-
1 Сливные дроссельные клапаны и их коромысла на рис. 8 не показаны.
368
равления подвижной траверсой пресса. Гидроусилитель, входя-
щий в состав этой схемы, в свою очередь, представляет собой
простейшую следящую систему, структурная схема которой при-
ведена на рис. 192.
Рис. 191. Структурная схема гидромеханической следящей
системы:
1 — входное звено; 2 — элемент измерения рассогласования;
3 — выходное звено (гидравлический цилиндр); 4 — нагрузка вы-
ходного звена; 5 — элемент регулирования потока жидкости (энер-
гоносителя); 6 — усилитель мощности сигнала рассогласования
Особенность этого гидроусилителя состоит в том, что элемент
измерения рассогласования и элемент регулирования потока
энергоносителя конструктивно объединены в один элемент. Это
достигается за счет того, что золотник размещен непосредствен-
но в поршне гидроусилителя (рис. 8, узел I и рис. 193) и пере-
Входной
сигнал
-------*
Сигнал
рассогласования
Выходной
сигнал
Сигнал обратной
\ связи
Поток энергоносителя
Рис. 192. Структурная схема гидроусилителя:
1 — входное звено (золотник); 2 — элемент измерения рас-
согласования (кинематическая пара золотник — поршень);
3 — выходное звено (поршень); 4 — элемент регулирования
потока энергоносителя (переменные дроссельные щели, зави-
сящие от взаимного положения золотника и поршня)
мещается вместе с ним. При такой компоновке золотника и пор-
шня сигнал рассогласования есть разность их перемещений,
а площадь дроссельных окон, регулирующих поток энергоноси-
теля, пропорциональна этой разности. Структурная схема пол-
ной системы управления рабочим движением траверсы пресса
составляется из четырех одинаковых структурных схем
(рис. 191), угловой путь входных звеньев которых (командный
входной сигнал) всегда одинаков.
Приведенный способ изображения структурных схем рас-
сматривается в литературе [15], [43]. Если структура системы
и передаточные функции ее элементов определены, то тем
369
самым определены и свойства (точность, быстродействие,
устойчивость) рассматриваемой следящей системы в целом.
Имеется метод, с помощью которого на основании известной
структуры системы и известных передаточных функций ее со-
ставляющих элементов определяется передаточная функция си-
стемы в целом Ц1], [43].
Передаточной функцией элемента системы называют отно-
шение выходной величины (выходной сигнал) к входной величи-
не (входной сигнал), выраженное в форме изображения Лапла-
са при нулевых начальных условиях. Существо дела здесь в сле-
дующем. Связь между движением входного и выходного звена
каждого элемента системы, за исключением простейших элемен-
тов (например, рычагов и зубчатых колес), можно выразить
лишь дифференциальным уравнением L Если входной сигнал из-
меняется в соответствии с некоторой известной функцией време-
ни, то выходной сигнал будет изменяться в соответствии с дру-
гой функцией времени, которая зависит как от входной функции,
так и от дифференциального уравнения, связывающего движения
входного и выходного звеньев рассматриваемого элемента.
Для того чтобы выявить выходную функцию, необходимо ре-
шить дифференциальное уравнение элемента системы с учетом
заданной входной функции. Метод преобразования Лапласа
позволяет заменять решение дифференциального уравнения,
требующее действий интегрирования, решением алгебраического
уравнения, которое находится по правилам преобразования Лап-
ласа на основании заданного дифференциального уравнения. Та-
кое алгебраическое уравнение, учитывающее входную функцию
и дифференциальное уравнение изучаемого элемента, называют
Лапласовым изображением искомой выходной функции этого
элемента1 2. Если Лапласово изображение найдено, то соответ-
ствующая этому изображению искомая функция находится из
таблиц, аналогично тому, как находят производные и интег-
ралы3.
Метод преобразования Лапласа подробно и доступно изло-
жен в работе [10]. Более сжатое изложение дано в книге
А. И. Лурье [19]. Методы исследования следящих систем с по-
мощью передаточных функций, т. е. с помощью преобразования 4
Лапласа, изложены в монографиях [11] и [43].
Краткая информация о методе исследования следящих си-
стем с помощью передаточных функций приведена для желаю-
щих ознакомиться с этим методом. Метод же исследования рас-
сматриваемой следящей системы будет обычный, т. е. основан-
1 Для рычагов и зубчатых колес связь между движением входного и вы-
ходного концов будет выражаться алгебраическим уравнением.
2 Эту операцию называют прямым преобразованием Лапласа.
3 Эту операцию с соответствующими ей правилами называют обратным
преобразованием Лапласа.
370
ный на составлении и непосредственном анализе ее дифференци-
альных уравнений (при изучении устойчивости) и алгебраиче-
ских уравнений (при изучении точности).
Заметим, что, когда рассматриваемую систему (см. рис. 8)
изготовили и начали испытывать, она сразу же после включе-
ния начинала недопустимо колебаться и совершенно не давала
ожидаемого от нее эффекта, т. е. не работала, так как оказалась
неустойчиво’й. После того как этот вопрос изучили и в резуль-
тате изменили профилировку дроссельных клапанов, а также уве-
личили быстродействие гидроусилителей, система стала хорошо
работать и полностью отвечать запроектированным условиям.
Статическая точность системы при центральном нагружении
траверсы пресса1
Статическую точность будем оценивать величиной рассогла-
сования 6У в каждой из четырех составляющих систем при уста-
новившейся постоянной скорости траверсы:
dx ,
---=vv = const.
dt y
Вначале выясним влияние люфтов в зубчатых парах, соеди-
няющих винты. Обозначим максимальный зазор в каждой зубча-
той паре у. Тогда максимальная разница в угловых путях винтов
составит
Д<р = 2 —,
г н
где гн — радиус начальной окружности зубчатых колес.
Соответствующая максимальная неравномерность уровня
гаек
где h — шаг винтов.
Даже при грубом изготовлении шестерен люфт у 0,2 ч-
4- 0,3 лш, поэтому разница угловых путей винтов (несинхрон-
ность команды) и соответствующая ей разница уровней гаек
пренебрежимо малы. Влияние люфтов в резьбах винта и гайки
исключено пружиной2, действующей на рычаг, соединенный с
гайкой, и прижимающей ее к резьбе винта в направлении сверху
вниз. При таком действии пружины выбираются все люфты в
подвеске винта к траверсе. Люфты в шарнирах рычагов пренеб-
режимо малы, так как шарниры собраны на подшипниках ка-
чения. Усилие, необходимое для движения входного звена гидро-
усилителя, мало, поэтому упругие деформации рычагов также
пренебрежимо малы.
1 Имеется в виду система, изображенная на рис. 8.
2 Эти пружины на рис. 8 не изображены.
371
В связи с отмеченным все эти факторы при оценке статиче-
ской точности системы в расчет не принимаются. При централь-
ном нагружении траверсы все рабочие цилиндры пресса нагру-
жены одинаково. Пусть давление в каждом рабочем цилиндре
пресса р. Тогда перепад давления Др ~ ра — р на каждом из че-
тырех дроссельных клапанов одинаков !. При установившейся
постоянной скорости vv движения траверсы справедливо урав-
нение ____________
= = 2g Ра~р- >
где Fp — площадь рабочих поршней (плунжеров);
v — скорость течения жидкости через дроссельные клапаны;
f—площадь дроссельных щелей, соответствующая скоро-
сти Vy.
Если в это уравнение подставить значение f из уравнения
(228) и выразить 0, то получим
Q=k Vy (229)
V Ра—Р
где р — давление в рабочих цилиндрах пресса;
ра — давление в аккумуляторе;
здесь Fp — рабочая площадь плунжера (поршня);
ц ~ 0,6 — коэффициент расхода при течении жидкости че-
рез дроссельную щель;
k\ — передаточное отношение рычагов;
^2 — уклон конуса клапана;
dK — диаметр отверстия седла клапана;
у — объемный вес жидкости;
g — ускорение свободного падения.
Формула (229) дает полную характеристику влияния рас-
смотренных величин, характеризующих изучаемую следящую си-
стему (рис. 191), на возникающее в ней рассогласование при по-
стоянной установившейся скорости vy движения траверсы. В каж- 4
дом конкретном случае максимальная скорость vy и максималь-
ное значение давления р (максимальное значение силы прессо-
вания) заранее известны. Тогда по формуле (229) легко подсчи-
тать и максимальное рассогласование, соответствующее этому
наиболее неблагоприятному случаю работы системы.
1 Предполагается, что потеря давления на сопротивление напорного тру-
бопровода пренебрежимо мала по сравнению с давлением в аккумуляторе
ря. Это условие является важным.
372
Из формулы (229) видно, что рассогласование увеличивается
с увеличением силы прессования (увеличение давления р в ра-
бочих цилиндрах пресса). Если соответственно росту усилия
прессования плавно уменьшать входную скорость по закону
vy +
—== =const,
У Ра — Р
то весь путь прессования будет пройден при постоянном рассог-
ласовании. К концу прессования входную скорость (скорость
вращения винтов) уменьшают до нуля; соответственно это-
му уменьшается до нуля и рассогласование. При заданных
значениях pmax и Fp можно влиять на величину Отах, изме-
няя коэффициент k [см. уравнение (229)]. Для уменьшения зна-
чения 0тах следует увеличивать значения kb k2, dK или только не-
которые из них.
Однако, возможности увеличения k2, dK ограничены усло-
вием устойчивости системы. Существует предельное значение
произведения k\k2dK, с превышением которого система стано-
вится неустойчивой. Для пресса усилием 2000 тс (рис. 9), явля-
ющегося действующей моделью пресса усилием 30 000 тс, значе-
ние Отах « 2,5 мм. Заметим, что если пресс перегрузили, т. е. для
деформируемой заготовки требуется большее усилие, чем может
дать пресс, то давления р и ра сравняются, а при этом 0, соглас-
но формуле (229), может увеличиваться до бесконечности, если
не остановить вращение винтов, т. е. командный сигнал. Для ис-
ключения таких случаев перемещение гаек 4 (рис. 8) ограниче-
но специальными упорами (на рис. 8 не показаны), которые оста-
навливают движение гаек (и соответственно вращение винтов)
при рассогласовании, численно равном Отах-
При нормальной эксплуатации любых прессов с аккумуля-
торным приводом наибольшее усилие прессования принято огра-
ничивать величиной 0,75—0,80 от паспортного значения усилия
пресса. Этим нагружениям пресса соответствует давление в ра-
бочих цилиндрах р = (0,75 ч- 0,80) ра. Таким образом, наимень-
шее значение знаменателя в формуле (229) при нормальной экс-
плуатации пресса ограничено величиной V 0,2ра . Для рассмат-
риваемого пресса давление ра принято равным 320 кгс)см2.
Статическая точность системы при эксцентричном
нагружении траверсы1
Пусть обрабатываемое изделие расположено на столе пресса
эксцентрично и пусть эксцентрицитет точки приложения равно-
действующей силы сопротивления прессуемой заготовки харак-
1 Имеется в виду система, изображенная на рис. 8.
373
теризуется вектором ес. Модуль этого вектора равен расстоянию
в плоскости стола пресса от его центра до точки приложения рав-
нодействующей силы сопротивления обрабатываемого изделия.
Направление вектора (аргумент) можно задавать полярным уг-
лом а, измеряемым, например, от фронтальной оси, расположен-
ной в плоскости стола пресса и проходящей через его центр.
Траверса не будет испытывать опрокидывающих моментов в том
случае, если давление в четырех рабочих цилиндрах перераспре-
делится так, что точка приложения равнодействующей сил рабо-
чих цилиндров будет характеризоваться вектором ер, равным (по
модулю и аргументу) вектору ес. Если ер не равно ес, то на тра-
версу будет действовать опрокидывающий момент. Учитывая от-
меченное, нетрудно прийти к следующим двум очевидным выво-
дам:
1. Если следящие системы всех рабочих цилиндров пресса
действуют исправно и обеспечивают их синхронное движение, то
распределение давлений в рабочих цилиндрах пресса (вызыва-
емое действием следящих систем) неизбежно таково, что ер = ес.
2. Если ес =/= 0, то давления в рабочих цилиндрах пресса раз-
личны. В таком случае имеется цилиндр (или пара цилиндров,
если ес совпадает с одной из осей симметрии стола), в котором
давление наибольшее, и цилиндр (или пара цилиндров), в кото-
ром давление наименьшее. При заданной скорости vy установив;
шегося движения траверсы цилиндру с наибольшим давлением
рнб будет соответствовать наибольшее рассогласование 0Нб,
определяемое формулой (229), а цилиндру с наименьшим давле-
нием рнм — наименьшее рассогласование вНм, определяемое этой
же формулой. Линия, соединяющая цилиндр с наибольшим рас-
согласованием и цилиндр с наименьшим рассогласованием, опре-
деляет направление наибольшего перекоса траверсы. Абсолют-
ная величина наибольшего перекоса
= (230)
Учитывая уравнение (229), можем записать:
деяб = kvu f ^J= —/ 1 . (231)
\ V Ра Раб V Ра Рнм '
Поскольку при установившемся движении траверсы рассогла-
сования для всех рабочих цилиндров могут быть только положи-
тельные, из уравнений (230) и (231) следует, что_при заданной
скорости vy траверсы и известном эксцентриситете ес абсолютная
величина наибольшего перекоса траверсы меньше абсолютной
величины наибольшего рассогласования, которое соответствует
наиболее нагруженному цилиндру пресса.
Из уравнения (231) следует еще один^ важный вывод: каков
бы ни был эксцентриситет прессования ес, наибольший перекос
374
траверсы Д0Нб будет стремиться к нулю, если скорость vy, зада-
ваемая скоростью вращения винтов, будет стремиться к нулю.
Из этого вывода вытекают два важных для практики следст-
вия:
1. Замедляя скорость вращения винтов к моменту подхода
штампа (траверсы) на заданный уровень, определяющий конец
прессования, можно получить как угодно малый перекос тра-
версы, независимо от величины эксцентриситета прессования ес.
Следовательно, плоскостность изделия в этом случае лимитиру-
ется лишь упругими деформациями траверс пресса и штампов и
не зависит от величины и направления эксцентриситета прессова-
ния ес.
2. Любую деталь, характеризующуюся блужданием вектора
ес при прессовании, можно обрабатывать на прессе, не опасаясь
перегрузки его колонн из-за перекоса траверсы, если в интервале
хода, соответствующем резкому изменению вектора ес, замедлить
скорость вращения винтов
Для практического использования рассмотренных свойств си-
стемы предусмотрена возможность функционального регулиро-
вания скорости вращения винтов с помощью путевого копира,
воздействующего на дроссель гидродвигателя (рис. 9).
Оценка величины дополнительного рассогласования,
вызываемого запаздыванием передачи сигналов
гидроусилителями
Определим дифференциальное уравнение движения выходно-
го звена гидроусилителя (поршня) для случая, когда движение
его входного звена (золотника) происходит в соответствии со
следующей функцией:
^ = 0при/<0, j (232)
v3 = V! = const при t > 0. j
Другими словами, рассмотрим такой случай движения золот-
ника, когда до момента t = 0 он был неподвижен, а с момента
t > 0 начал двигаться с постоянной скоростью v3 =
Введем следующие обозначения (рис. 193):
рм — давление в маслоаккумуляторе, питающем гидроуси-
литель жидкостью;
Гл— рабочая площадь поршня в левой полости;
Fn — рабочая площадь поршня в правой полости;
b — ширина прямоугольных пазов в поршне, сопрягающих-
ся со средней полкой золотника;
v3 — скорость движения золотника;
1 Дополнительные пояснения по данному вопросу были приведены на
стр. 16 и 26.
375
vn — скорость движения поршня;
у—рассогласование по пройденному пути золотника и пор-
шня;
/? — внешняя сила, действующая на поршень и направлен-
ная против его движения.
Сопротивления напорного и сливного трубопроводов гидро-
усилителя пренебрежимо малы по сравнению с сопротивлениями
в дроссельных щелях, образуемых рабочими кромками его золот-
ника L Масса поршня гидроусилителя и соединенных с ним де-
вход жидкости
Рис. 193. Конструктивная схема гидравлического усилителя:
1 — золотник; 2 — поршень; 3 — корпус; у — рассогласование
по пройденному пути золотника и поршня
талей (коромысловый вал распределителя с дроссельными кла-
панами) мала, а ускорения его золотника (и, следовательно,
поршня) в реальных условиях его работы ограничены. Поэтому
силами инерции поршня гидроусилителя и соединенных с ним
деталей можно пренебречь ввиду их незначительной величины
по сравнению с силой, которую он способен развить.
Если скорость движения золотника v3, а соответствующая ей
скорость движения поршня vn, то их разность есть не что иное,
как скорость изменения рассогласования у. Отсюда
-%-=va-vn. (233)
Определим скорость поршня vn, например, при движении его
влево. В этом случае перепад давлений на сливной кромке золот-
ника (рис. 193) составит
^Pc = PMFn~R. (234)
__________ * л
1 Это важное условие обеспечения нормальной работы гидроусилителя.
376
При рассогласовании у расход жидкости через образовавшу-
юся сливную щель выразится формулой
Яс = yby- 2g . .
Скорость поршня
или _____
2g.(235)
Предположим, что сила R, действующая на поршень, посто-
янна *. Тогда Дрс [см. уравнение (234)], а также — 1/
г . Fл V т
[см. уравнение (235)] тоже постоянны.
Обозначим:
2g. = о; (236)
тогда
°п=У°.
(237)
Учитывая формулу (233), можем окончательно записать ис-
комое дифференциальное уравнение, определяющее связь дви-
жения поршня с движением золотника при постоянной внешней
силе /?, действующей на поршень:
-^- + уа=о3. (238)
at
Это линейное дифференциальное уравнение первого порядка.
Его решение, как известно, определяется следующим выраже-
нием [35], [38]:
у = е~^[С + (239)
где С — произвольная постоянная;
v3— заданная функция времени, определяющая скорость
движения золотника.
Если v3 есть функция (232), то, подставив v3 = = const в
уравнение (239) и определив произвольную постоянную С из на-
чальных условий (при t = 0, у = 0, v3 = г^), получим следующее
выражение для у.
у = ^(\-е^. (240)
Из выражения (240) следует, что рассогласование у пропор-
ционально скорости золотника и обратно пропорционально
1 Доггу стйм ость такЪго предположения" Ъцёнйм' пбзже/1 - ’
<377
величине а. Член е~~°* отражает влияние переходной составля-
ющей движения поршня в начальный период. Этот член при
больших значениях о быстро затухает, и установившееся рассо-
гласование ууст определяется величиной
' Ууст=^. (241)
В качестве примера определим рассогласование у для гидро-
усилителей, использованных в системе управления действующей
модели рассматриваемого штамповочного пресса. Эти усилители
имеют следующие значения расчетных параметров: рм =
= 50 кгс!см2, Fa = 200 см2, Fn= 100 см2, b = 6 см.
Предельное усилие поршня при ходе влево Т?Л = 50-100 =
= 5000 кгс. Предельное усилие поршня при ходе вправо Rn =
= (200—100) 50 = 5000 кгс.
Рассогласование у будем определять для двух случаев: RA =
= Rn = 0; Ra = Rn = 0,6 • 5000 = 3000 кгс.
Первый случай: RA = 0 (рассматривается ход влево). Из
уравнения (234)
50-100 — 0 ос ,,
Др. =------------- 25 кгс см2.
с 200
Из уравнения (236)
а = 2 • 981----—г = 130 1/сек.
200 у 0,95 • 10“3
Установившееся рассогласование при постоянной скорости
золотника Vi см/сек
Уигт = --— СМ.
^уст 130
Из выражения (240) видно, что член e~at при о = 130 \1сек
пренебрежимо мал по сравнению с единицей уже при t = 0,02 ч-
ч- 0,025 сек, т. е. скорость поршня устанавливается через 0,02—
0,025 сек после начала движения золотника.
Второй случай: = 3000 кгс (рассматривается ход влево).
Ьрс =-------------= 10 кгс/см2\
= ^6 / 2>981----------10
200 |/ 0,95 • 10“3
= 83 1/сек;
— 01
у«ст~ 83
Скорость поршня устанавливается через 0,03—0,035 сек после
начала движения золотника.
Таким образом, изменения внешней силы, действующей на
поршень, в интервале 0 < %л < 3000 кгс очень мало влияют на
378
результат движения поршня. Максимальная сила, необходимая
для управления дроссельными клапанами, в рассматриваемом
случае не превышает 2000 кгс. Следовательно, установившееся
рассогласование ууст ~ 0,01 Из выражения (240) видно, что
рассогласование у не может быть больше установившейся вели-
чины ууст. Таким образом, в периоды резких движений входных
звеньев гидроусилителей разница между ходом золотника и хо-
дом поршня не превысит (в рассматриваемом случае) значения
уУст ~ 0,01 где — скорость движения золотника.
Максимальная скорость командного сигнала (скорость дви-
жения гайки по винту) в рассматриваемой системе равна
5 см/сек. Передаточное число рычагов k\ = 4. Тогда предельно
возможная скорость движения золотников, соответствующая мо-
менту трогания траверсы при мгновенном включении винтов на
полную скорость вращения, У1нб = 5’4 = 20 см/сек. Этой скоро-
сти будет соответствовать рассогласование у = 0,01 -20 =
= 0,2 см = 2 мм.
Рассмотренный предельный случай лишь теоретический. Фак-
тически винты включаются (разгоняются) плавно. Траверса при-
ходит в движение одновременно с вращением винтов. Абсолют-
ная скорость гаек складывается из двух противоположных
движений, и поэтому она много меньше указанного -значения
5 см)сеК' а соответственно этому скорость движения золотников
гидроусилителей и возникающее рассогласование также много
меньше подсчитанного предельного значения.
Необходимо отметить, что рассмотренное рассогласование,
возникающее в гидроусилителях, появляется только в периоды
неустановившегося движения винтов и траверсы, т. е. в периоды
разгонов и торможений системы. По мере того как движение
устанавливается, т. е. скорость команды и скорость исполнения
выравниваются, рассогласование в гидроусилителях 0->0у.
При плавных разгонах и торможениях рассматриваемой системы
рассогласование в ее гидроусилителях пренебрежимо мало. Из-
ложенный метод применим к расчету любых гидроусилителей
рассмотренного типа.
Из уравнения (229) следует, что рассогласование 0 умень-
шается (а следовательно, точность системы увеличивается) при
уменьшении коэффициента k. Варьировать величину этого коэф-
фициента можно лишь за счет k2 и dK. При заданной макси-
мальной скорости рабочего хода нетрудно подсчитать макси-
мальную площадь дроссельной щели клапана 1 и назначить его
диаметр dK.
1 При подсчете максимального значения дроссельной щели следует при-
нимать нагрузку пресса равной 0,75РНб, где Рнб — наибольшее паспортное
усилие пресса. Соответственно этому давление в рабочих цилиндрах пресса
при данном подсчете принимается равным 0,75ра, где ра — давление в акку-
муляторе.
379
Назначение коэффициентов kx и k2
Для получения желаемого значения k остается назначить k\
и k2. Одно и то же значение k можно получить при разных соче-
таниях k\ и для этого достаточно выдерживать лишь постоян-
ство их произведения. Согласно уравнению (229), т. е. теорети-
чески, точность системы зависит лишь от этого произведения и не
зависит от распределения его величины между коэффициентами
kx и k2. Все это может быть верно лишь при идеальном изготов-
лении всех элементов системы, их абсолютной недеформируемо-
сти и неизнашиваемости.
Практически «люфт системы», вызываемый неточностями из-
готовления и деформируемостью ее элементов, лежит в преде-
лах 0,5—1 мм. Для того чтобы уменьшить влияние «люфта си-
стемы» на ее точность, нужно уменьшить коэффициент k2, т. е.
увеличивать ход дроссельных клапанов. При этом нужно увели-
чить соответственно передаточное отношение рычагов, чтобы
компенсировать уменьшение коэффициента k2.
В рассматриваемой системе передаточное число рычагов k\
может регулироваться от 4 до 8. Следовательно, при величине
«люфта системы» 0,5—1 мм система реагирует на перемещение
гаек с величиной 0,1—0,2 мм. При выбранной величине мож-
но увеличивать крутизну конуса дроссельных клапанов, т. е.
коэффициент k2. При этом коэффициент k и рассогласование 0
будут уменьшаться. Однако здесь имеется предел, диктуемый
требованием устойчивости системы. Очередная задача состоит
в том, чтобы установить предельное значение произведения &i&2»
при котором система еще будет оставаться устойчивой.
Устойчивость системы
Для определения устойчивости системы составляют диффе-
ренциальное уравнение ее движения, на основании которого за-
писывают соответствующее ему характеристическое уравнение.
После того как характеристическое уравнение составлено, выяв-
ляют знаки его корней. Если окажется, что все действительные
корни характеристического уравнения отрицательны, а комп-
лексные корни (если они есть) имеют отрицательную действи-
тельную часть, то изучаемая система устойчива. Если хоть один
из действительных корней или одна из действительных частей
комплексных корней окажется положительным, то система не-
устойчива.
Знаки корней характеристического уравнения зависят от зна-
чений его коэффициентов. Если степень характеристического
уравнения высокая (больше двух), то анализ знаков его корней
резко усложняется.
В связи с отмеченным разработан специальный метод— метод
Рауса — Гурвица [11], [15], [43], позволяющий определять знаки
380
корней характеристического уравнения на основании значений
его коэффициентов, не прибегая к непосредственному вычисле-
нию самих корней. Этот метод позволяет определять знаки кор-
ней характеристического уравнения путем составления простых
неравенств из его коэффициентов \
Применим изложенный метод проверки следящих систем на
устойчивость к конкретной изучаемой нами системе (рис. 8).
При этом будем основываться на следующем положении: если
каждая из четырех следящих систем, составляющих полную си-
стему управления траверсой пресса, оказывается устойчивой, то
и составленная из них система управления пресса (рис. 8) ока-
жется устойчивой. Высказанное положение, разумеется, требует
либо теоретического, либо экспериментального доказательства.
В применении к изучаемой системе это положение было под-
тверждено экспериментально, а именно: как только расчет пока-
зывал, что составляющие следящие системы, рассматриваемые
по отдельности, устойчивы, то и составленная из них рассматри-
ваемая полная система при испытаниях показывала устойчи-
вость; и наоборот, если расчет показывал неустойчивость состав-
ляющих систем, то и полная система при испытаниях оказыва-
лась неустойчивой.
Данное положение позволяет резко упростить решение задачи
об устойчивости, так как при этом проверка устойчивости полной
системы сводится к проверке устойчивости одной (любой) из ее
составляющих следящих систем. Полный цикл работы пресса со-
стоит из трех движений его траверсы: холостой ход вниз, рабо-
чий ход, подъем. Каждое из этих движений характеризуется сво-
ими дифференциальными уравнениями, потому что каждому из
них соответствуют свои источники энергии, гидравлические ци-
линдры и регулирующие клапаны.
В частности, при холостом ходе вниз рабочие цилиндры испы-
тывают действие жидкости наполнителя, свободно поступающей
в эти цилиндры через наполнительно-сливные клапаны. Усилие,
развиваемое при этом рабочими цилиндрами, воздействует через
подвижную траверсу на подъемные цилиндры, вызывая в них
соответствующее давление. Скорость холостого хода траверсы
регулируется одним дроссельным сливным клапаном, управляю-
щим подъемными цилиндрами при ходе вниз.
При рабочем ходе рабочие цилиндры испытывают действие
жидкости аккумулятора. Развиваемое ими усилие воспринимает-
ся обрабатываемым изделием. Скорость рабочего хода регули-
руется четырьмя напорными и четырьмя сливными дроссельны-
ми клапанами рабочих цилиндров. Действие подъемных цилин-
1 Имеются и другие методы проверки следящих систем на устойчивость.
Эти методы изложены, например, в работах [11], [15], (43].
381
дров при рабочем ходе на движение траверсы пренебрежимо
мало.
При обратном ходе вновь работают подъемные цилиндры, но
теперь под действием жидкости от аккумулятора. Рабочие ци-
линдры при этом испытывают действие давления наполнителя,
куда сливается жидкость из рабочих цилиндров. Скорость подъ-
ема траверсы регулируется одним напорным дроссельным кла-
паном подъемных цилиндров.
Пресс имеет четыре подъемных цилиндра, которые соединены
общим трубопроводом, следовательно, эти цилиндры эквивалент-
ны одному цилиндру учетверенной площади. Управление подъем-
ными цилиндрами осуществляется от одного двухклапанного
распределителя с напорным и сливным дроссельными клапана-
ми. Этот распределитель подсоединен к коромысловому валу
одного из распределителей системы рабочего хода. Таким обра-
зом, система холостого хода траверсы вниз и система ее обрат-
ного хода вполне аналогичны системе рабочего хода (рис. 8) и
действуют от тех же самых винтов и гидроусилителей. Разница
состоит только в том, что управление траверсой при этих движе-
ниях осуществляется от одного дроссельного клапана, а не от
четырех, как при рабочем ходе. Структурные схемы систем холо-
стого хода вниз и хода вверх вполне эквивалентны структурной
схеме, приведенной на рис. 191.
Составим дифференциальное уравнение системы управления,
осуществляющей холостой ход траверсы. Давление в главных
цилиндрах при холостом ходе траверсы определяется уравне-
нием
Р1 = Рн~У^^хГ. (242)*
gf*
где Pi = Pi(t) —давление в главных цилиндрах;
рн — давление в наполнителе;
1н — длина труб от наполнителя до главных цилиндров;
Fp — рабочая площадь плунжера в главном цилиндре;
fH — площадь прохода наполнительных труб;
у — объемный вес жидкости (водная эмульсия);
х = x(t) —путь траверсы,
£ = 981 см/сек2 — ускорение свободного падения.
♦ Второй член в правой части этого уравнения учитывает влияние инер-
ционности «столба» жидкости в трубе, соединяющей наполнитель и главный
цилиндр. Влияние линейных и местных сопротивлений этой трубы при пра-
вильно спроектированной системе управления пренебрежимо мало по срав-
нению с влиянием, оказываемым дроссельным сливным клапаном подъемных
цилиндров. По этой причине линейные и местные сопротивления наполнитель-
ной трубы не учитываются. Влияние сливного дроссельного клапана на дви-
жение траверсы отражено уравнением (243).
382
Поток жидкости через сливной дроссельной клапан подъем-
ных цилиндров определяется уравнением
FnX' = Рп1пЕжр' + 1/ -2- • р ,
V v
(243)*
где Fn— площадь плунжера подъемного цилиндра,
1п — высота столба жидкости в подъемных цилиндрах в дан-
ный момент движения;
Еж = 20~000 см2!кгс — коэффициент сжимаемости жидкости;
ц = 0,6 — коэффициент расхода при течении жидкости че-
рез дроссельный клапан;
k2 —коэффициент изменения дроссельной щели при движе-
нии клапана (уклон конуса клапана);
z —высота подъема дроссельного клапана;
Р = P(t)—давление в подъемных цилиндрах.
Уравнение (243) нелинейное. Для того чтобы линеаризовать
это уравнение, запишем его в виде неявной функции:
М (x'p’z,p) = Fnx’ — Гп1пЕжр' — |/ • р =0, (244)
которую разложим в ряд Тейлора в окрестности тех значений
аргументов этой функции, которые соответствуют установив-
шемуся движению траверсы L
При разложении функции М в ряд Тейлора (с точностью до
первых дифференциалов) получим для нее следующее выраже-
ние:
М (x,p,z,p) = Мо + Ах' + (-^7-) Др' +
\ дх /о \ др /0
+(4Ч Др==0- (245>
\ dz /о \ др /о
Индексом 0 обозначены значения функции М и ее частных
производных, соответствующие установившемуся движению тра-
версы. При установившемся движении траверсы имеем: х' = и,
где и — скорость командного сигнала (движение гайки по вин-
ту) ; р' = 0; z = z0; р = р&
* В левой части уравнения — скорость изменения объема жидкости в
цилиндре, вызванная движением плунжера. В правой части уравнения —
сумма скоростей изменения объема жидкости в цилиндре, вызванных упру-
гостью жидкости и ее вытеканием через дроссельный клапан.
1 О способах линеаризации уравнений (функций) см. в работе (43], том 2.
Разложение функций от многих переменных в ряд Тейлора см. в работе [39].
383
Из уравнения (244) следует: _______
Мо = Fnu — fxk2z0 р/ -у- р0 = 0; (246)
=Рп,
\ дх /о
Приращения аргументов функции М, отсчитываемые от зна-
чений, соответствующих установившемуся движению, будут сле-
дующие: Дх' = х'— и; Ар' = р'; Az = z — z0; Ар = р — Ро-
Подставив найденные значения Мо, частных производных и
приращений в уравнение (245), после приведения подобных чле-
нов и сокращений получим
Р =--------
pk2z0
пРо
• X'
%Ро
Fп^пЕж *
Р'~
Обозначив
2F пр0
2 + Ро-
р.й2г0
(247)
запишем полученное уравнение в более краткой форме:
р = Ах'-А1пЕжр'--^-2 + р0. (248)
*0
Значение z0 определяется из уравнения (246) для установив-
шегося движения:
г0 =-------. (249)
/ — • Ро
V у
Применяя к движению траверсы принцип Даламбера, мо-
жем записать:
тх", =.4piFp — 4pFn.t / ... (250)*
, * коэффициенты “4 вуправой ча^ти уравнения учитывают количе<*твб ра-
бочих- цилиндров.’- <• < ъ •
ЗЯ4
Подставим в уравнение (250) значение pi из уравнения (242)
и выразим р:
n_n ^Fp
Р Рн Fn F„gfH
Далее находим значение р':
\ F„gfH
Подставив найденные значения р
получим
— А1пЕж(-^------—V"-
тх
~4F~n
(251)
алл \
тх ।
и р' в выражение (248),
х
Л ! 2р0 Fp
— Ах=р0------^-г — рн—.
При постоянной скорости входного сигнала и = const подъем
клапана z выражается формулой
z = (ut — x)klt
(252)
(253)
где Л] — передаточное отношение рычагов.
Подставив значение z в формулу (252), получаем искомое
дифференциальное уравнение движения траверсы (выходное
звено системы) при постоянной скорости и входного сигнала:
АВ1пЕж х1" + Вх" + Ax’ + -^-klx = k1^ut + pll-^- Ро,
(254)
где
в т
FngfH + 4Fn •
Уравнение (254) не учитывает рассогласования в гидроусили-
телях. Однако при проверке устойчивости системы заведомо пре-
небрегать этим рассогласованием нельзя. Поэтому введем в урав-
нение движения траверсы рассогласование в гидроусилителях.
Подставив в формулу (238) вместо у его значение y = Z— z,
где Z — путь входного звена гидроусилителя, z — путь его вы-
ходного звена, получим
dZ dz . l7 v dZ
dt dt v y ' dt 9
откуда
1 I , гг
— z z —— Z,
о
13 Заказ 1299
385
Ход Z золотника гидроусилителя при рассматриваемом вход-
ном сигнале и = const определяется выражением
Z = kl(ut — х).
Тогда уравнение гидроусилителя окончательно можно записать
так:
-у г' + г — (ut — х). (255)
Если теперь выразить z из уравнения (252) и подставить
это выражение в формулу (255), то получим искомое дифферен-
циальное уравнение движения выходного звена (траверсы) изу-
чаемой системы с учетом рассогласования в гидроусилителях:
Л В1пЁжг9 / А В1пЕжгл . Bz0 \ %,,, . / Вг0 Л?о \ %,, ,
2р0<т \ 2р0 2роп / \ 2р0 2р0<т )
+ -^-x' + k1X=^k1ut — Н—А. (256)
2р0 1 2 Т 2р, f„ . к '
Обозначим постоянные коэффициенты перед xIV, х"', х?, х'
х через а0, ai...а4 и запишем уравнение (256) более кратко:
aoXIV 4- х'" + а2х" + а^х' + а4х =
= —• (257)
2 т 2р0 Fn 7
Характеристическое уравнение, соответствующее дифферен-
циальному уравнению (257), имеет вид
а3г* + aj* + a2r2 + a3r + а4 = 0.
Критерий устойчивости Рауса [15] для системы с характе-
ристическим уравнением четвертой степени выражается следую-
щим образом: система устойчива, если коэффициенты а0, вь ^2,
a3, а4 положительны и если соблюдается неравенство
aia2a3 — — а 1 а4 > 0 • (258)
Таким образом, поставленная задача решена, так как значе-
ния коэффициентов aQ, аь.. ,,а4 в зависимости от параметров *
изучаемой системы установлены уравнением (256). Теперь доста-
точно подсчитать их числовые значения и проверить выполнение
неравенства (258), чтобы заведомо ответить на вопрос, устойчи-
ва или нет рассматриваемая система.
Если при некоторых значениях параметров система окажется
неустойчивой, т. е. неравенство (258) окажется невыполненным,
то, зная зависимость коэффициентов aQ, от параметров
системы, всегда можно изменить некоторые из этих параметров
386
так, чтобы добиться выполнения неравенства (258), т. е. добить-
ся устойчивости. Именно таким способом, как уже отмечалось
выше, была достигнута устойчивость рассматриваемой системы
в применении к действующей модели мощного штамповочного
пресса. Для этого был уменьшен коэффициент снижено дав-
ление рп в наполнителе, снижена постоянная времени — гидро-
усилителей. Очень эффектно влияет на повышение устойчивос-
ти системы холостого хода увеличение диаметров подъемных
цилиндров и сокращение до минимума их мертвых объемов.
Располагая дифференциальным уравнением системы, которое
является линейным, нетрудно по заранее известным правилам
их решения [38] получить функцию х = x(t), характеризующую
движение траверсы в явном виде, и тогда непосредственно про-
следить характер и длительность переходной составляющей это-
го движения. Установившуюся составляющую движения для
устойчивой системы можно выделить из ее дифференциального
уравнения, не прибегая к его решению. Для этого достаточно
вспомнить, что при установившемся движении скорость травер-
сы х' постоянна и равна скорости входного сигнала и. В таком
случае, приравняв нулю все производные более высокого поряд-
ка в дифференциальном уравнении системы, получаем искомую
составляющую установившегося движения. Например, для рас-
смотренной системы холостого хода траверсы из уравнения (256)
получаем
. 4z0 *о zQpH Fp
Хист = Ut U -к—7------------о , • ’ (259)
уст Zpoki 2/гг 1 2pQk! Fn v '
где А определяется формулой (247).
Из уравнения (259) с учетом выражений (247) и (249) видно,
что при уменьшении скорости и командного сигнала значение
Хуст стремится к значению at, т. е. «путь исполнения» стремится
к «пути команды», а следовательно, рассогласование 0 = ut —
— Хуст стремится к нулю. Таким образом, уже с другой стороны
подтверждено это важное свойство систем рассматриваемого
типа, ранее полученное иным путем. Уравнение (259) с учетом
выражений (247) и (249) позволяет определить влияние каждо-
го входящего в них параметра системы холостого хода траверсы
на величину рассогласования 0 при холостом ходе.
Совершенно аналогичным методом, т. е. путем определения
коэффициентов дифференциального уравнения и применения к
ним критерия устойчивости Рауса, может быть проверена устой-
чивость системы рабочего хода и системы обратного хода. Этого
делать не будем, поскольку каждый этап практического приме-
нения изложенного метода подробно рассмотрен на примере оп-
ределения устойчивости системы холостого хода траверсы. Заме-
тим только, что при анализе этих систем выяснилось, что система
13* Заказ 1299 387
рабочего хода имеет значительно
больший запас устойчивости по
сравнению с системами холостого и
обратного хода. Поэтому она допу-
скает применение дроссельных кла-
панов с большей конусностью, за
счет чего уменьшается рассогласо-
вание 0 и увеличивается точность
Рис. 194. Размеры стола, коор-
динаты осей рабочих ци-
линдров и их индексация
при увеличенных скоростях рабоче-
го хода траверсы. После отработки
элементов рассмотренной системы
управления с помощью изложенно-
го метода ее анализа и расчета эта
система при испытаниях показала
хорошие результаты.
Испытания производились на
действующей модели штамповочно-
го пресса (см. рис. 9), выполненной
в ’/4 натуральной величины и имею-
щей усилие 2000 тс. На рис. 194 по-
казаны координаты осей рабочих
цилиндров, их индексация и разме-
ры стола. На рис. 195 приведена
осциллограмма давлений в рабочих
цилиндрах пресса и перемещений их
дроссельных напорных клапанов, за-
снятая четырехшлейфовым осцил-
лографом МПО-2 при эксцентрич-
ном прессовании холодной заготов-
ки из стали 30 с начальными раз-
388
Рис 195. Осциллограмма прессования стальной холодной заготовки при эксцентриситете, расположенном на диагонали-
сельныхВ ада рабочих бцил и ндров И/НДи V2;2'n₽—л^(1«яДо™еток ^лГо^о^ падъема напорных дрос'
мерами: d = 100 мм, I = 100 мм. Тарировочные масштабы этой
осциллограммы следующие:
16 кгс/см*. . = кгс/см* . $ $ _ 3 мм/мм пленки,
мм мм
На рис. 196 приведена диаграмма, полученная путем расши-
фровки осциллограммы давлений, заснятой широкопленочным
многошлейфовым осциллографом типа ОТ24-51, позволившим
записать одновременно р\, Р2, Рз, Pi и $i, $2, 54- Прессовалась
Рис. 196. Диаграмма изменения положений центра
давления при прессовании:
/, 2, 3, 4 и 5 — координаты центра давления, соответствующие
моментам времени прессования, равным 1, 2, 3, 4 и 5 сек
стальная холодная заготовка диаметром 100 мм с начальной
длиной I = 100 мм, установленная эксцентрично, как указано на
рис. 196. Прессование длилось 5 сек. С интервалом 1 сек с полу-
ченной осциллограммы снимались значения давлений рь р2, Рз,
р4 и подсчитывались координаты точки приложения равнодейст-
ствующей силы рабочих цилиндров. В результате получились
соответствующие данным моментам времени точки 1, 2, 3, 4, 5
диаграммы на рйс. 196, которые оказались близкими к центру
прессуемой заготовки.
В качестве справки приведем значение критерия Рауса для
систем, характеризующихся дифференциальным уравнением
третьего порядка.
389
13*ш
Этот критерий следующий:
а) коэффициенты перед х, х', х", х"' положительны;
б) соблюдается неравенство а{а2 — aQa3 > 0, где а0> а2>
«з — значения коэффициентов перед х'", х", х', х.
Для систем, характеризующихся дифференциальными урав-
нениями первого и второго порядка, специальных критериев не
требуется, так как их корни легко вычисляются. Критерии устой-
чивости Рауса для систем, имеющих порядок более четвертого,
можно найти, например, в работе [15]. Рассмотренный способ
анализа и расчета точности и устойчивости гидромеханических
следящих систем позиционного управления применим, естествен-
но, к любым гидромеханическим системам, имеющим структур-
ную схему, одинаковую со схемой, приведенной на рис. 191.
В частности, регуляторы скорости рабочего хода прессов,
приведенные на рис. 20 и 25, имеют именно такую структурную
схему и могут рассчитываться с помощью рассмотренного метода.
Для регулятора, приведенного на рис. 20, в качестве измери-
теля рассогласования использован механический дифференциал.
В этом случае рассогласование 0 = <pi — ф2, где <pi —угловой путь
входного вала (вал шестерни 3), ф2— угловой путь вала обрат-
ной связи (вал шестерни 7). Угловой путь водила 9 (рис. 20)
будет равен —. Это следует иметь в виду при назначении коэф-
фициента А].
22. ФОРМУЛА ДЛЯ ВЫЧИСЛЕНИЯ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
АКСИАЛЬНЫХ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
В настоящее время в системах управления гидравлических
прессов широко применяют аксиально-поршневые гидродвига-
тели вращательного движения.
Рис. 197. Конструктивная схема гидродвигателя:
/ — крышка; 2 — распределительное устройство; 3 — статор; 4 — выходной вал
двигателя; 5 — наклонная шайба; 6 — корпус
Мгновенное значение результирующего крутящего момента
такого двигателя обычно определяют суммированием моментов.
390
развиваемых каждым из поршней, находящихся в фазе нагне-
тания.
Выявим зависимость М = f (фЬ z) крутящего момента гидро-
двигателя от угла поворота <pi его ротора и числа z его поршней,
а также установим формулы для практических вычислений ве-
личины М.
Принятые допущения:
1. Избыточное давление в сливной полости маслораспредели-
тельного устройства двигателя принимается равным нулю.
/7
Слив Нагнетание
Рис. 198. Схема сил, действующих на наклонную
шайбу
2. Малые перемещения точки касания поршня относительно
кольца 5 упорного подшипника (рис. 197), возникающие при
вращении ротора, не учитываются.
На основании конструктивной схемы гидродвигателя
(рис. 197) и схемы сил, действующих на его наклонную шайбу
(рис. 198), можно записать выражения для моментов и сил.
Крутящий момент, развиваемый каждым поршнем,
MKp=Tv-%-, (260)
где D — диаметр окружности центров поршней.
Сила может быть определена формулой
Г, = Т sin <рР
(261)
391
С другой стороны, сила Т' связана с силой Р зависимостью
r = Ptg(6-p), (262)
где 6 — угол наклона шайбы;
р — угол трения;
Р — усилие на поршень.
Р = fP, (263)
где f—площадь сечения поршня;
р — давление в напорной полости маслораспределительного
устройства.
Учитывая выражения (261) — (263), формулу (260) можно
записать так:
ЛЦ = у • Pf tg (6 — р) sin <fi-
Мгновенное значение суммарного момента, развиваемого
гидродвигателем,
К в к к
= т р)2sin sin т/. (264)
/=1 1 1=1 /=1
где k — число поршней, сообщенных с напорной полостью
маслораспределителя;
i — порядковый номер поршня,
с = — pf tg(6 — р) — конструктивная постоянная.
к
Сумма 2 sin фг меняется в процессе поворота ротора, при-
l=* 1
, 2л
нимая одинаковые значения через шаг t = —, где z — общее
число поршней. Эту сумму можно представить так:
£ sin <р,- = X sin [fi + ° г1)2я],
где ф1 — угол поворота ротора, отсчитываемый от плоскости 00
(см. рис. 198).
Разложим эту сумму как синус суммы аргументов:
2 sin = sin epi £ cos (г — 1) — + cos <px sin (i — 1) — .
Z=1 /=1 2 1=1 2
Обозначив
£ cos (i — 1) = X, 2 sin 0’ — 0 ~ = y.
i«=l Z=1
392
запишем это выражение в виде
к
2 sin <pz = х sin <pi + у cos <рР
(265)
пределах шага. Сумма
будет
Очевидно, что q>i изменяется в
k
2 sin ф; будет иметь наибольшее значение, когда угол
4=1
равен 1
Ф1
откуда
Сумма
Tim = arctg
У
(266)
2л
у = Л sin (i — !) ~
х = У tg?lm.
может быть разложена как синус разности аргументов:
2л 2л 2л жп 2л
у = cos — 7, sin i — — sin — cos * ~ •
2л 2л 2л ^5
у = cos — 2^ Sin i — — sin — z
Z=I /=1
(267)
Воспользуемся известными формулами
* . 2л
2 cos i—;
Z=1 z
Для
2л
k
Ysini— и
z
2rc
sin i — — sin
ЯЛ
, - .... л
— л sin — cosec — ,
z z z
z
2л К + 1 ЯЛ л
Л cos i — = cos--------л sin — cosec —.
z z z z
Подставляя эти значения в формулу (267), после преобразо-
ваний получим
к — 1
sin---- л
y = sin—-------------- (268)
Z л
Рассмотрим два случая.
1. Число поршней z гидродвигателя четное. В этом случае
при любом значении угла поворота ф! ротора число работающих
1 Найден из условия равенства нулю первой производной выражения
(265). ф1т — значение аргумента, соответствующее максимуму функции.
393
поршней к равно 0,5 г. Тогда выражение (268) перепишется в
виде
/Гл гл \
.sin — — —
У = sin ----------г-2 = ctg -5- . (269)
2 . Л Z
sin —
I*
При четном числе поршней
л
^=-
Подставляя это значение в уравнение (266) и учитывая вы-
ражение (269), получим
x = ctg—tg^- = 1.
г г
Таким образом, при четном числе поршней значение суммы
К
2 sin ф,- может быть определено по формуле
1=1
к л
£ sin <f( = sin <f>! + ctg — cos у,.
i=i
В таком случае
МкРмен =-^р№@— p)(sin<Pi + ctg-y cos'crj). (270)
Здесь угол ф1 меняется от 0 до —.
К
2. Число поршней г нечетное. Сумма 2s^n(P< имеет различ-
z»i
ные аналитические выражения на разных участках поворота
ротора. При изменении ф1 от 0 до — число работающих поршней
а при изменении ф! от — до — это число будет равно
Поэтому при нечетном числе поршней г выражение (265)
запишется в виде следующих двух формул:
К \
22 sincpj =xIsin?1+yIcos<p1, (271)
Z-1 /I
394
r к \
2 sinfj =x„sin<pI +t/ncos<pp
1 /П
(272)
Функция (271) имеет максимум, когда
я
'Pl — Timl —
Функция (272) имеет максимум, когда
Зя
~ ?lmll — ~^г •
В таком случае на основании уравнения (266) можно запи-
сать для участков I и II поворота ротора следующие выражения
для хг и хп:
. Зя
хп = Уа^-
Значения у1 и уп найдутся из выражения (268) при подста-
новке в него значений Kj и кп :
1 1 я
*=Tctg&'
Зл
_ cos 2?
У11~ п
2sin-
Подставив значения и ки, а также значения yt и уц в вы-
ражения для Xj и хп , получим
Xj = 0,5;
. Зл
sin —
х =________
п о, л
2sin —
2z
395
к
Таким образом, значения суммы 2sin<₽i при нечетном числе
/=□ 1
поршней могут быть записаны так:
(k \
2 sin = 0,5 (sin <Ri + ctg cos ) (273)
Z=1 /I ' 7
л Я
при 0 < <р! < —,
Z
t ч Зя Зя
(« \ sin — cos V
sin ср, I =---~ sin <px H----- cos cpx (274)
z=i /П 2sin— 2sin —
2z 2z
я . .2л
при — < epi < —
Z 2
Нетрудно убедиться в том, что выражениями (273) и (274)
описывается периодическая функция с периодом Т = -. Учиты-
вая это обстоятельство, выражение для определения мгновенно-
го значения крутящего момента гидродвигателя с нечетным чис-
лом поршней можно записать так:
Мкр.мен = -^-pftg(S—р) (sin?1 + ctg^- cos <рД (275)
4 \ 2z /
где угол ф1 меняется от 0 до —.
2
Среднее значение крутящего момента (рис. 199) будет опре-
деляться выражением
j 2sin d<fi
*
Для гидродвигателей с четным числом поршней
о 2я
2?1т = — ;
Z
тогда
2<Р1т
2тс
z / Я \
z J I sin у! + ctg — cos fi I dfi
0 \Z __ _£
Я я
Для гидродвигателей с нечетным числом поршней
2?i. = -
Z
396
тогда
2ф1ГС
о
я L
— cos <pi а<рх
2z /
2ф1т
4 °,5
о
л
Таким образом, среднее значение крутящего момента для
двигателя с любым числом поршней может быть определено по
формуле
MKP=^tg(6-p).
Для практических расчетов эту формулу удобнее записать
так:
MKP = ^-tg(6-p), (276)
О
Рис. 199. График неравномерности крутящего момента
гидродвигателя
Пусковые свойства гидродвигателя определяются наимень-
шим значением крутящего момента, величина которого состав-
ляет определенную часть от среднего значения, вычисленного
по формуле (276):
Мпуек= тМкр, (277)
где т — коэффициент, зависящий от числа поршней. Величины
этого коэффициента, вычисленные по формулам (270), (275),
(276) приведены в табл. 11.
397
Значения коэффициента т
Таблица И
При четном числе поршней Z 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 22 и более
т 0,785 0,907 0,945 0,966 0,978 0,981 0,985 0,987 0,991 0,993 0,995
При нечетном числе поршней г 3 5 7 9 11 13 и более
т 0,907 0,966 0,981 0,987 0,993 0,995
Неравномерность крутящего момента в относительном выра-
жении для гидродвигателей с нечетным числом поршней.
д|П,ах_ длП-iin
л ____ткр lvl*p
™неч . кл
мкр
Л 1 л
— tg—,
2z & 4z
а для гидродвигателей с чет-
ным числом поршней
длтах д/inin
А.,.~ ~ - -tg'--
е Мкр г 6 2г
Графики этих зависимостей
(рис. 200) могут быть исполь-
зованы для выбора числа пор-
шней по допустимой неравно-
Рис. 200. Относительная неравномер- мерности крутящего момента,
ность крутящего момента гидродви- Выведенные аналитические
гателя в зависимости от числа порш- зависимости позволяют по за-
не данным силовым факторам
(давление на входе, момент
крутящий) легко определить оптимальное число поршней и не-
обходимые геометрические размеры гидродвигателя.
23. АНАЛИЗ РАЗРУШЕНИЙ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ЦИЛИНДРОВ
Периодически повторяющиеся поломки цилиндров гидравли-
ческих прессов, работающих с большой частотой нагружений в
единицу времени, наносят значительный материальный ущерб
производству. Срок службы цилиндров до поломки у различных
прессов колеблется в широких пределах. Получающийся излом,
как правило, имеет усталостный характер.
398
Анализ поломок цилиндров и тех мер, которые были приняты
для их устранения, показывают возможность значительного уве-
личения срока их службы в основном за счет улучшения кон-
струкции самих цилиндров, а иногда и деталей, с которыми они
сопрягаются. В отдельных случаях поломки цилиндров вызы-
ваются дефектами, которые получились при их механической об-
работке. Характер поломок обычно следующий:
1. На внутренней поверхности стенки цилиндра образуется
трещина, идущая вдоль его оси или под некоторым углом к оси
в пределах 45°. О появлении трещины можно судить по просачи-
ванию через нее жидкости при каждом нагружении цилиндра
давлением.
2. В зоне перехода днища в стенку в плоскости, расположен-
ной перпендикулярно оси цилиндра или под углом к ней в пре-
делах 45°, образуется трещина, которая начинается изнутри и
также обнаруживается по просачиванию через нее жидкости во
время нагружения цилиндра.
3. В зоне перехода бурта (фланца) в стенку образуется тре-
щина, идущая от наружной поверхности цилиндра внутрь в плос-
кости, перпендикулярной к оси цилиндра или под некоторым
углом к ней в пределах 45°. Иногда часть бурта отламывается.
Данные о характере поломок цилиндров ряда ковочных и
штамповочных прессов, работающих с большой частотой нагру-
жений, и результаты поверочных расчетов по определению на-
пряжений, действующих в опасных сечениях, указаны в табл. 12.
Первоначальная конструкция некоторых цилиндров была изме-
нена заводами, на которых эксплуатируются прессы, или завода-
ми, изготовлявшими цилиндры взамен поломанных. В табл. 12
приводятся данные как по цилиндрам первоначальной конструк-
ции, так и по цилиндрам с измененной в процессе эксплуатации
конструкцией. Случаи наиболее характерных поломок рассмат-
риваются ниже более подробно.
Подсчет приведенных напряжений на внутренней поверхнос-
ти стенок цилиндров производился по известным формулам, при
выводе которых главные напряжения определялись по методу
Ляме, а приведенные напряжения — по формулам теории наи-
большей энергии деформации.
Приведенные напряжения для цилиндров, опертых буртами,
1,73р</2
где dH — наружный диаметр стенки цилиндра;
de — внутренний диаметр ’стенки цилиндра;
р — давление жидкости внутри цилиндра.
399
Данные по цилиндрам гидравлических прессов, рабо
Тип пресса Усилие в тс о с о с £ Автор конструкции Год выпуска (приблизи- тельно) Рабочее давление в кгс/см1 Вес цилиндра в кгс Материал
Ковочный (центральный цилиндр) Ковочный (бо- ковой цилиндр) 10 000 1 Фирма Г идравлик 1932—1933 400 Кованая сталь
44 000
2 1932—1933 400
33 000
Для горячей штамповки 30 000 3 Фирма Шлеман 1942—1943 450 Кованая сталь 35
24 775
4 * 450
27 000
15 000 5 Фирма Шлеман 1939—1940 350
25 000
6 * 350 Стальное литье
67 930
Ковочный 3 000 7 Фирма Шлеман 1932—1933 400 Кованая сталь
9980
2 000 8 Фирма Юнайтед 1942—1943 400 Стальное литье
6500
9 * 400 Кованая сталь 45
6500
10 * 320 Кованая сталь 45
5710
И Фирма Шлеман 1932—1933 400 Кованая сталь
12028
1200 12 Фирма Вагнер 1932—1933 400 Кованая сталь 35
6000
400
1,42 14 850 1340 1851 1040 2—3 Трещины в стенках,
года по бурту и окруж-
ности днища
ю ьо Оо 2,19 1,45 — 2,36 1 1
О 25 ьо СП 25 ю 1 1
ю о 1440 850 600 1360 1050
СО о о 1340 1270 1320 1325 изо 1530
СО СП 2097 2014 2900 1414 1 1
СО СО СО 1754 1470 2456 792 1 1
1,5—2,5 года 4 года 6 лет 1—2 года *2-3 года 1,5-10е нагружений 0,5-10е нагружений
Излом по бурту и ок- ружности днища Не ломался Не ломался Излом по бурту Трещины в стенках, по бурту и по ок- ружности днища Не ломался Трещины в стенках
2,36 1,86 2,76 2,5 Отношение высоты бурта к толщине стенки
ё со о ио о со о Радиус галтели в месте сопряжения бурта и стен- ки в мм
1000 800 Удельное давление на опорной поверхности бур- тов в кгс/см*
1560 1560 1380 1430 Приведенные напряжения на внутренней поверхности стенок цилиндра в кгс/см*
1494 1967 1933 2232 Суммарные напряжения из- гиба и оастяжения у осно- вания бурта по первому методу расчета в кгс/см*
1044 1300 1456 1660 Приведенные напряжения у основания бурта по вто- рому методу расчета в кгс/см*
1 Ы0в нагружений 7—12 лет 7—12 лет Срок службы до полом- ки цилиндра
Не ломался Трещина в днище Трещины в стенках Вид и место излома
тающих с большой частотой циклов нагружений
Тип пресса Усилие в тс № по пор. Автор конструкции Год выпуска (приблизи- тельно) Рабочее давление в кгс/см1 Вес цилиндра в кг Материал
Для горячей штамповки 5000 13 Фирма Болдвин Саутворк 1942—1943 • 220 Стальное литье
7700
14 • 220 Кованая сталь 40
7560
10 000 15 Фирма Места 1942—1943 300
19800
16 * 300
21900
7000 17 • 400 Кованая сталь
18 • 400
* Различные отечественные заводы.
Рис. 201. Эскиз нижней
части цилиндра.
Для цилиндров, опертых днищем,
апр —
Напряжения в стенках цилиндров, оп-
ределенные по данным формулам, близ-
ки к действительным, что подтверждает-
ся измерениями, произведенными, напри-
мер, методом тензометрирования. При
подсчете тех же напряжений по известной
формуле Баха, выведенной на основании второй теории прочно-
сти, они получаются на 10—15% ниже, а по формуле, выведен-
ной на основании третьей теории прочности,— на 15% выше.
402
Продолжение табл. 12
Отношение высоты бурта к толщине стенки Радиус галтели в месте сопряжения бурта и стен- ки в мм Удельное давление на опорной поверхности бур- тов в кгс!см2 Приведенные напряжения на внутренней поверхности стенок цилиндра в кгс!см* Суммарные напряжения из- гиба и растяжения у осно- вания бурта по первому методу расчета в кгс’см* Приведенные напряжения у основания бурта по вто- рому методу расчета в кгс!см* Срок службы до полом- ки цилиндра Вид и место излома
0,636 6 760 920 2161 1402 1,5’10® нагружений Излом по бурту
0,928 10 360 920 2268 1674 1,5-10е нагружений Не ломался
1,03 6,35 900 1150 2200 1818 ыо® нагружений Излом по бурту
2,2 6,35 900 1150 1322 1175 — Не ломался
1,65 35 730 1320 1732 1272 0.2-10» нагружений Излом по бурту
1,65 35 730 1320 1732 1272 0,93-10® нагружений
Определение напряжений на наружной поверхности перехода
опорного бурта к стенке цилиндра производилось двумя мето-
дами. Первый метод, учитывающий напряжения изгиба и растя-
жения, приводится в работе (20].
На рис. 201 показан эскиз нижней части цилиндра с соответ-
ствующими обозначениями.
Напряжения в месте сопряжения бурта и стенки цилиндра,
вызываемые изгибом, определяются по этому методу следующи-
ми формулами:
а =
где
Ма = Т(г — с)
___________1
₽А , JL
2 "Г 2Вс
In —
с
403
В приведенных формулах
„ Р
Т = — — сила, отнесенная к единице длины внутренней
2лс
окружности (здесь Р — развиваемое плунжером уси-
лие);
с — внутренний радиус цилиндра в зоне перехода бурта
в стенку;
г — наружный радиус бурта;
h — высота бурта;
h\ — толщина стенки цилиндра в месте ее сопряжения с
буртом;
р г С,А1
здесь р,— коэффициент Пуассона, принимаемый для стали рав-
ным 0,3.
Растягивающие напряжения в стенке, возникающие в ре-
зультате давления жидкости на дно цилиндра,
= Р
где di — внутренний диаметр цилиндра; d\ = 2с;
d2 — наружный диаметр цилиндра в зоне перехода бурта
в стенку цилиндра.
Суммарные напряжения
« = °Р + °и,
а =+
0,785 (d2-d2) h2 ’
В работе [32] приводится второй метод расчета буртов ци-
линдров гидравлических прессов. При этом методе учитываются
напряжения изгиба, осевые и тангенциальные растягивающие
напряжения, возникающие на наружной поверхности радиусно-
го перехода от бурта к стенке цилиндра под действием внутрен-
него давления.
В табл. 12 приводятся результаты подсчетов по обоим мето-
дам. Суммарные напряжения при расчете по второму методу
получаются меньше, чем при расчете по первому методу, в сред-
нем на 15—35%.
В работе [32] формулы для расчета цилиндров не приведены
к виду, удобному для практического пользования, поэтому в
дальнейшем за основу принят первый метод, так как он давно
известен, проще, а соответствующие этому методу расчетные на-
404
пряжения в достаточной мере согласуются с действительными
напряжениями. В конечном счете задача расчета цилиндра сво-
дится к обоснованному назначению величины допускаемых на-
пряжений.
Цилиндр ковочного пресса фирмы Гидравлик (см. рис. 202
и табл. 12, № 1) первоначально был изготовлен из кованой ста*
ли, соответствующей по химическому составу стали 35, с добав-
кой никеля в количестве 1 —1,5%, со следующими механически-
ми свойствами (для тангенциаль-
ных образцов): ов 55 кгс/мм2.
(5т 30 кгс/мм2. д 18%, ф
^35%, ан 3 кгс-м] см2. После
поломки этот цилиндр, а также
два боковых цилиндра пресса бы-
ли изготовлены из стали пример-
но того же химического со-
става.
На одном из отечественных
заводов цилиндры (центральный
и боковые) для того же пресса
после их поломки были изготов-
лены из стали 35, причем танген-
циальные образцы имели следу-
ющие свойства: ов 48 кгс! мм2.
От 24 кгс)мм2. 6 19%, Ф
37%, ан 3 кгс-м)см2.
На первом заводе пресс ис-
пользовался для операций ковки
и штамповки. После семи лет экс-
плуатации (1942 г.) в стенке цен-
трального цилиндра, а вскоре и в
стенках боковых цилиндров обра-
зовались трещины вдоль оси ци-
линдра (на рисунке заштрихова-
но). Следует отметить, что в этот
период пресс очень интенсивно
использовался на операциях
штамповки, т. е. при часто повто-
Рис. 202. Цилиндр ковочного прес-
са усилием 10 000 тс фирмы Гид-
равлик (см. табл. 12, № 1).
ряющихся предельных нагруже-
ниях. В 1954 г., т. е. через 12 лет, снова образовались трещины
во всех трех замененных цилиндрах. В этот период пресс в
меньшей степени использовался для штамповки. При появлении
трещин работу на прессе не прекратили, в результате централь-
ный цилиндр лопнул почти по всей длине. У аналогичного прес-
са, установленного на втором заводе и используемого чаще для
операций ковки, срок службы цилиндров, изготовленных из ста-
ли 35, равен приблизительно 12—15 годам.
14 Заказ 1299 405
В днище одного из восьма цилиндров (рис. 203, а и табл 12,
№ 3), изготовленных из стали 35, в зоне опорного бурта образо-
валась сквозная трещина. Проверка ультразвуком других ци-
линдров показала, что еще в двух цилиндрах образовались, но
не вышли наружу подобные же трещины, поэтому все восемь
цилиндров пресса были заменены. Конструкция цилиндров была
при этом изменена.
Измененные (рис. 203,6 и табл. 12, № 4) цилиндры находят-
ся в эксплуатации в течение нескольких лет и, очевидно, будут
служить намного дольше прежних.
Рис. 203. Цилиндр штамповочного пресса усилием
30000 тс фирмы Шлеман.
а — до изменения; б — после изменения
Цилиндр (рис. 204, а и табл. 12, № 5), изготовленный из ко-
ваной стали 35, в отличие от других, опирался на уступ, сделан-
ный в верхний части стенок. Этот цилиндр выдержал примерно
500000 нагружений, после чего в стенках образовались продоль-
ные трещины (зона трещин обозначена двойной штриховкой).
Приведенные напряжения в стенках этого цилиндра те же самые,
что и у цилиндра № 3, выдерживающего в 2 раза больше нагру-
жений и ломающегося в другом месте. Это объясняется тем, что
в стенке цилиндра (рис. 204, а) возникали дополнительные на-
пряжения, вызываемые изгибом недостаточно жесткой траверсы
пресса. Конструкция цилиндров и траверсы была совершенно
изменена. Цилиндр (рис. 204,6 и табл. 12, № 6) был отлит из
стали ЗОЛ заодно с промежуточной деталью, которая в преж-
ней конструкции вставлялась в траверсу. Цилиндр новой конст-
рукции опирается буртами, которые сделаны не по окружности,
а по двум противоположным сторонам квадрата. После 1,5 млн.
нагружений он оставался в нормальном состоянии.
406
Цилиндр (рис. 205 и табл. 12, № 7) выходил из строя в сред-
нем через три года из-за образования продольной трещины в
стенке, а также из-за трещин в зоне опорного бурта и в зоне
перехода стенки в днище. Как видно из чертежа, в изготовлен-
ных фирмой цилиндрах были сделаны для слива воды и грязи
отверстия, которые создавали концентрацию напряжений. Тре-
щины на внутренней поверхности в ряде случаев начинались от
этих отверстий, поэтому в дальнейших конструкциях цилиндров
их ликвидировали. В работе [32] эти отверстия рекомендуются,
с чем нельзя согласиться.
Напряжения на внутренней поверхности стенок цилиндров, у
которых имеет место образование продольных трещин, значи-
тельно ниже преде-
лов усталости для
гладких образцов
Рис. 204. Цилиндр штамповочного пресса усилием
15 000 тс фирмы Шлёман:
а — до изменения; б — после изменения
Рис. 205. Цилиндр ко-
вочного пресса усили-
ем 3000 тс фирмы
Шлёман
при пульсирующем напряжении. Действием только масштабного
фактора объяснить эти поломки нельзя. Дефекты материала
в данном случае не могут быть главной причиной поломок, так
как поломки регулярно повторяются. Очевидно одной из основ-
ных причин поломок цилиндров может быть коррозия их внут-
ренней поверхности, которая является прогрессирующим во вре-
мени концентратором напряжений, снижающим предел усталости
детали. По данным ряда литературных источников, в результате
коррозии детали в процессе ее работы при переменных напряже-
ниях предел усталости может понизиться в несколько раз, а, как
указывается в работе [28], возможно его понижение даже в 5—
6 раз.
Конечно, для цилиндров этот коэффициент не столь велик,
иначе бы срок их службы был очень мал. Тем не менее при усло-
вии надежной защиты внутренней поверхности цилиндров от
407
14*
коррозии срок их службы мог бы быть значительно увеличен,
а допускаемые напряжения повышены.
Применение минерального масла вместо воды — одно из
средств, повышающих усталостную прочность стенок цилиндров.
Полное отсутствие коррозии нельзя гарантировать и при работе
на масле, так как в масло вместе с растворенным в нем воздухом
попадает и вода, которая конденсируется на стенках цилиндра
в периоды остановок пресса.
Применение в качестве рабочей жидкости водо-масляной
эмульсии вместо воды также является фактором, понижающим
коррозию и повышающим усталостную прочность цилиндров,
конечно, при условии, что рекомендуемый состав эмульсии стро-
го выдерживается. При использовании на одном из заводов в ка-
честве рабочей жидкости воды в корпусах гидроаппаратуры
через сравнительно короткий срок (несколько месяцев) образо-
вывались трещины. Через полгода приходилось заменять трубо-
проводы, проложенные от насосно-аккумуляторной станции к
прессам. После того как вместо воды стали применять эмульсию,
срок службы трубопроводов и гидроаппаратуры увеличился во
много раз. На другом заводе, где с момента начала работы прес-
сов применялась только эмульсия, трубопровод за 10 лет ни ра-
зу не менялся, причем осмотр показал, что внутренняя поверх-
ность труб находится в хорошем состоянии. Интенсивность кор-
розии при работе на воде зависит, конечно, и от состава приме-
сей, имеющихся в воде в данной местности, так как в некоторых
случаях срок службы гидроаппаратуры и трубопродов при рабо-
те на воде больше, чем в приведенном выше примере.
Грубая механическая обработка внутренней поверхности ци-
линдра, случайные продольные царапины и риски, нанесенные
при механической обработке или сборке, являются концентрато-
рами напряжений и могут явиться причиной поломок цилиндров.
По этой же причине не должны допускаться острые кромки как
на наружной, так и на внутренней поверхности цилиндра.
Расчеты показывают, что цилиндры наиболее крупных прес-
сов имеют, как правило, наиболее высокие расчетные напряже-
ния. Это объясняется стремлением уменьшить размеры и вес
слишком тяжелых и дорогих цилиндров, изготовление которых
нередко находится на пределе технологических возможностей, а
также траверс, размеры и вес которых увеличиваются с увели-
чением наружного диаметра цилиндра. Кроме того, чем крупнее
пресс, тем обычно меньше частота его нагружений, особенно
предельных, и поэтому тем дольше может работать цилиндр до
наступления усталостного разрушения.
В стенках цилиндров (см. табл. 12), изготовленных из кова-
ной стали марок 35 и 45 или низколегированных сталей с содер-
жанием 1,5—2% никеля, при подсчетах по вышеуказанным фор-
мулам приведенные напряжения составляют 1200—1500 кгс/см2,
408
причем для прессов меньших усилий напряжения выбираются
ближе к нижнему пределу, а для прессов наибольших усилий —
ближе к верхнему пределу. Эти напряжения три расчете цилинд-
ров гидравлических прессов можно рассматривать как допуска-
емые.
Судя по всему, они близки к фактическим пределам уста-
лости данных деталей.
В цилиндрах, изготовленных из стального литья (табл. 12,
№ 6 и 13), расчетные напряжения равны ИЗО и 920 кгс/см2.
В применении к цилиндрам из стального литья эти цифры сле-
дует рассматривать как предельные, и по возможности следует
избегать литых цилиндров из-за большей вероятности скрытых
пороков металла.
При изготовлении цилиндров из недостаточно вязких сталей,
уступающих в этом отношении сталям 35 и 45, но более прочных,
имели место случаи поломок цилиндров через короткий срок.
Такие стали хуже переносят ударные нагрузки, возникающие,
например, при гидравлических ударах, в той или иной степени
неизбежных при работе быстроходных гидравлических прес-
сов.
Недостаточно вязкая сталь более чувствительна и к концент-
рации напряжений. По этим причинам недостаточно вязкая сталь
непригодна для изготовления цилиндров.
Поломки цилиндров в зоне перехода стенки в днище происхо-
дят из-за больших напряжений, вызываемых недостаточным ра-
диусом закругления или глубокими рисками, получающимися
при механической обработке, а также из-за коррозии металла.
Радиус закругления в месте перехода днища в стенку обычно
рекомендуется делать не менее — внутреннего диаметра ци-
линдра.
Рассматриваемые примеры подтверждают эту рекомендацию.
Действительно, цилиндр (рис. 202), для которого отношение
радиуса закругления к внутреннему диаметру соответствует ре-
комендуемому, в этом месте не ломался. У цилиндров № 7, 11
и 12 (табл. 12) это отношение соответственно равно jyy,
причем у них неоднократно возникали в этой зоне трещины.
Следует также рассмотреть случаи поломок опорных буртов
цилиндров. В двухцилиндровом ковочном прессе один из двух
цилиндров (рис. 206, а и табл. 12, № 8), изготовленных из сталь-
ного литья, вышел из строя после года эксплуатации из-за изло-
ма по опорному бурту под углом, приблизительно равным 45° к
плоскости, перпендикулярной к оси цилиндра. Длина отломив-
шейся части была около 400 мм. Еще через год из-за поломки
в том же месте вышел из строя второй аналогичный цилиндр.
Суммарные напряжения от изгиба и растяжения у основания
409
бурта этих цилиндров были равны 2900 кгс/см2 при отношении
Цилиндры были заменены коваными из стали 45 с увеличен-
ной высотой бурта при отношении — = 2,18 (рис. 206, б й табл. 12,
Ai
№ 9) и уменьшенным наружным диаметром опорного пояска
бурта. Суммарные напряжения при этом уменьшились до
2014 кгс/см2. Эти цилиндры были заменены в последующем не
в связи с поломкой, а в связи с переделкой привода пресса с
паро-гидравлического на гидравлический при рабочем давлении
320 кгс/см2 вместо 400 кгс/см2 с сохранением номинального уси-
лия пресса. После послед-
ней переделки напряжения
по буртам составляют
2097 кгс/см2. Эти цилиндры
(табл. 12, № 10) после пяти
лет работы находятся в нор-
мальном состоянии.
Цилиндр (табл. 12,
№ 11) в течение 25 лет экс-
плуатации регулярно выхо-
дит из строя через 2—2,5 го-
да из-за трещин по буртам и
по окружности днища.
Суммарные напряжения
по буртам, вычисленные по
первому методу, равны
1354 кгс/см2. т. е. намного
Рис. 206. Цилиндр ковочного пресса
усилием 2000 тс фирмы Юнайтед:
а — до изменения; б — после первого
изменения
меньше, чем у цилиндров № 9 и 10 (табл. 12), у которых поломки
по буртам не имеют места. Но радиус галтели у этого цилиндра
равен только 10 мм вместо обычно принимаемого радиуса 25—
30 мм. При этом коэффициент концентрации напряжений в месте
перехода бурта в стенку резко возрастает, что и является глав-
ной причиной поломок буртов цилиндров данного пресса. Анало-
гичная картина наблюдается у цилиндра № 7 (табл. 12). Харак-
терно, что у цилиндров пресса № 3 (табл. 12), выпущенного той
же фирмой приблизительно на 12 лет позже, этот радиус увели-
чен до 30 мм при прежних размерах цилиндра.
Известно, что концентрация напряжений при изгибе плоских
пластин с уступом, аналогичных по форме сечению стенки ци-
линдра, зависит от отношения величины радиуса к толщине
стенки.
В статье В. В. Васильева [8] приводятся результаты иссле-
дований, из которых видно, что у таких пластин при уменьшении
отношения радиуса к толщине стенки от 0,7 до 0,1 напряжения
возрастают более чем в 5 раз. Характер распределения напря-
410
жений в цилиндре несколько отличается от распределения
напряжений в пластинах, однако и здесь при уменьшении отно-
шения радиуса к толщине стенки должно иметь место резкое воз-
растание напряжений.
Цилиндр (рис. 207, а и табл. 12, № 13) выдерживал
1,5 млн. нагружений, после чего ломался по бурту. У конструк-
тивно переделанного цилиндра (рис. 207,6 и табл. 12, № 14)
отношение — возросло с 0,636 до 0,928, но напряжения тоже
увеличились с 2160 до 2268 кгс 1см2, так как одновременно был
увеличен наружный диаметр бурта по наибольшему размеру
Рис. 207. Цилиндр штамповочного пресса усилием
5000 тс фирмы Болдвин — Соутворк:
а — до изменения; б — после изменения
имевшихся ранее приливов для крепления. Радиус галтели воз-
рос с 6 до 10 лри, т. е. изменился незначительно, так как увели-
чить его не позволяют размеры фаски в траверсе. После измене-
ния этот цилиндр выдержал 1,5 млн. нагружений без поломок,
т. е. столько же, сколько и цилиндр № 13 (табл. 12), однако дли-
тельную прочность цилиндра № 14 при данном радиусе и напря-
жениях гарантировать нельзя. В данном случае следует увели-
чить радиус до обычно принимаемой величины 30 мм за счет
местного уменьшения толщины стенки, так как напряжения в
стенках небольшие. Наружный диаметр опорной части должен
быть уменьшен до прежней величины путем проточки уступа
на верхней поверхности бурта.
Цилиндр (рис. 208, а и табл. 12, № 15) выдерживал пример-
но 1 млн. нагружений, после чего в стенке над буртом образо-
вывалась трещина, показанная на рисунке. Суммарные напря-
411
жения у основания бурта равны 2200 кгс/см2, т. е. немного завыше-
ны. Однако главной причиной поломки цилиндра и в этом случае
был слишком малый радиус перехода бурта в стенку, равный
6,3 мм, После замены цилиндра высота бурта была увеличена
(рис. 208,6) и отношение — возросло с 1,034 до 2,2, а напряже-
Лх
ния понизились до 1320 кгс/см2, но радиус галтели остался без
изменения, поэтому нельзя гарантировать, что цилиндр не сло-
мается вновь через относительно небольшой срок. При наличии
рисок на галтели цилиндр, как показывает практика, может сло-
маться по бурту через 2—3 месяца.
В статье В. М. Браславского [6] описан случай поломок ци-
линдра (см. № 17, табл. 12) по бурту через каждые 200 000-
Рис. 208. Цилиндр штамповочного пресса усилием
10 000 тс фирмы Места:
а — до изменения; б — после изменения
250 000 нагружений. После произведенного поверхностного накле-
па галтели по методу ЦНИИТМАШа цилиндр сломался в том
же месте после 931 000 нагружений, т. е. срок службы увеличил-
ся приблизительно в 4 раза. Этот эксперимент свидетельствует
об эффективности наклепа галтели у цилиндров прессов, рабо-
тающих с большой частотой нагружений. Следует иметь в виду,,
что чем выше напряжения в стенках, тем выше при том же от-
h *
ношении — напряжения в месте сопряжения стенки с буртом.
Ai
С точки зрения выбора наилучшей конструкции цилиндров в
отношении их усталостной прочности в зоне сопряжения бурта /
со стенкой наиболее целесообразной можно считать конструк-
цию цилиндров, изображенных на рис. 202 и 203, так как слу-
чаев поломок этих цилиндров в данном месте не было, несмотря
на относительно высокие расчетные -напряжения и сравнитель*
но большой срок их службы.
412
Судя по приведенным в табл. 12 данным, отношение высоты
бурта к толщине стенки в зоне перехода бурта в стенку должно
быть равно 2—2,5, а радиус около 30 мм, независимо от толщи-
ны стенки. В работе [32] рекомендуется принимать величину это-
го радиуса равной 0,15—0,25 от толщины стенки. Если руковод-
ствоваться этой рекомендацией, то величина радиуса может
оказаться недостаточной, особенно при выборе по нижнему пре-
делу для прессов меньших усилий, или чрезмерно большой при
выборе по верхнему пределу для прессов больших усилий.
В приведенных выше методах расчета бурта цилиндров не
учитывается то обстоятельство, что действующее усилие в ре-
зультате прогиба траверсы может распределяться по опорной
поверхности бурта неравномерно [1]. Однако влияние данного
фактора может оказаться существенным только в том случае,
если жесткость траверсы недостаточна. Так, например, частые
поломки цилиндров № 17 (табл. 12) по бурту можно объяснить
только недостаточной жесткостью траверсы, высота которой
относительно мала. При такой же величине напряжений и ра-
диуса галтели цилиндры других прессов в этом месте не ло-
маются.
Судя по приведенным данным, для правильно сконструиро-
ванных и обработанных цилиндров при расчете первым методом
допускаемые суммарные напряжения в радиусном переходе от
опорного бурта к цилиндрической стенке можно принимать в пре-
делах 1600—2000 кгс/см2. Величина удельного давления на опор-
ной поверхности буртов, как видно из табл. 12, колеблется от
800 до 1440 кгс/см2. При малых удельных давлениях увеличи-
вается плечо изгиба, а следовательно, и напряжения у основания
бурта.
При больших удельных давлениях будет иметь место по-
вышенный неравномерный износ сопряженных поверхностей бур-
та и траверсы.
Нормальным можно считать удельные давления на опорной
поверхности, равные 900—1400 кгс/см2.
В работе [29] отмечается, что по экспериментальным данным
наклеп поверхности образцов обкаткой роликом повышает их
усталостную прочность при работе на воде более чем в 4 раза.
Эта операция целесообразна применительно к цилиндрам прес-
сов для упрочнения их внутренней поверхности и поверхности
галтели бурта.
Приведенные данные свидетельствуют о том, что поломки
цилиндров гидравлических прессов при условии выполнения
определенных требований в отношении их конструкции и меха-
нической обработки могут быть практически устранены или,
во всяком случае, срок их службы может быть намного уве-
личен.
413
24. ИССЛЕДОВАНИЯ НАПРЯЖЕНИЙ В БАЗОВЫХ ДЕТАЛЯХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРЕССОВ
В литературе по гидравлическим прессам [20], [22], [32], [45]
даны способы расчета траверс и станин, основанные на приме-
нении элементарных формул сопротивления материалов. Рас-
сматривая траверсы как балки, определенным образом опертые
и нагруженные, находят нормальные и касательные напряже-
ния, величина которых не должна превышать величину допуска-
емых напряжений. Такой метод расчета не может учесть особен-
ностей конструкции траверсы или станины и не дает правильно-
го представления о ее напряженном состоянии. Общая теория
расчета таких деталей, учитывающая многообразие их форм и
схем нагружения, пока не создана. Известны работы *, в которых
авторы пытались получить расчетные методики, в той или иной
степени совпадающие с экспериментальными данными. Однако
эти методики относятся к частным случаям.
Правильную оценку несущей способности сложной детали
пока можно получить только путем экспериментального иссле-
дования напряжений на моделях или натуральных образцах
деталей.
Ниже приведены результаты экспериментальных исследова-
ний траверс трех крупных гидравлических прессов, выполнен-
ных на геометрически подобных уменьшенных моделях с приме-
нением метода тензометрирования и метода лаковых покрытий.
На рис. 209 представлена сборная траверса с четырьмя от-
верстиями, в которых размещаются рабочие цилиндры пресса.
Траверса выполнена в масштабе 1 :2,5 натуральной величины
и состоит из двух симметричных половин 1, соединенных между
собой стяжками 2. Представленная на рис. 209 конструкция яв-
ляется первым вариантом. Исследование ее напряженного со-
стояния позволило выявить слабые места и затем изменить кон-
струкцию, повысив ее несущую способность. Приведенные ниже
результаты исследования напряжений относятся к первому ва-
рианту конструкции.
Определение напряжений на поверхности траверсы произво-
дилось с помощью тензодатчиков сопротивления. На исследуемой
поверхности наклеивались прямоугольные розетки из трех датчи-
ков, и по результатам измерений деформаций вычислялись вели-
чины и направления главных напряжений.
На рис. 210 и 211 показано размещение розеток тензодатчи-
ков на поверхности траверсы. Величины напряжений даны в
1 См. авторефераты диссертаций Е. И. Софронова «Теоретическое и экспе-
риментальное исследование траверс мощных гидравлических прессов»
(1958 г.) и Ю. Н. Леденева «Исследование напряжений в станинах закрыто-
го типа прокатных станов» (1960 г.)
414
табл. 13. Местоположения розеток, занумерованных в этой таб-
лице, приведены на рис. 212. При вычислении главных напряже-
ний принимался .модуль упругости Е = 2 • 106 кгс/см2 и коэффи-
циент Пуассона ц = 0,3. В табл. 14 даны значения деформаций,
зафиксированных датчиками 164—183, наклеенными на боковой
Рис. 209. Эскиз сборной верхней траверсы гидравличе-
ского штамповочного пресса усилием 30 000 тс
поверхности верхней полки (рис. 212,а). На этом рисунке чер^
ними квадратиками обозначены элементы поверхности, по сто-
ронам которых действуют главные напряжения, изображенные
в виде стрелок.
На рис. 212, а видно, что плоское напряженное состояние на
боковой поверхности траверсы существенно отличается от на-
пряженного состояния балки, работающей на изгиб. Дейст-
вительно, в зоне, расположенной против оси цилиндра, т. е.
415
Рис. 210. Размещение розеток тензодатчиков на боковой поверхности
траверсы
Рис. 211. Размещение розеток тензодатчиков на верхней плоскости траверсы
416
Таблица 13
Главные а2 и нормальные оп напряжения в вертикальном сечении
№ розет- ки 01 0s № розет- ки 01 02 Сечение № розет- ки 01 02 °п
в кгс/см2 в кгс/см1 в кгс/см1
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 20 21 22 23 24 25 26 556 460 440 367 284 540 518 544 717 528 607 624 431 372 471 636 550 988 126 265 868 701 634 618 1208 264 333 120 97 172 —10 —10 0 77 20 43 27 —17 —34 230 352 310 260 —74 -81 380 —25 —114 84 14 27 28 29 30 31 32 33 34 35 35а 36 37 38 39 40 43 44 45 46 47 48 49 50 52 53 1175 798 1735 344 1520 44 1014 569 353 101 —152 —83 16 18 163 778 2121 1998 1970 1890 821 798 672 247 328 —57 —70 135 —64 247 —96 286 185 —199 —387 —496 —515 —432 —504 —15 118 207 126 150 190 49 34 144 67 88 I — I 81 82 83 84 85 86 87 88 89 558 563 566 614 726 801 945 236 —122 364 —163 —98 —54 —70 —73 —63 —313 —281 471 312 336 362 341 318 253 —132 —274
II — II 72 73 74 75 76 77 78 79 215 319 392 580 687 733 192 54 —489 —242 —270 —232 —227 —213 —420 —104 —290 -141 —152 —76 —63 —44 —286 —74
III—III 63 64 65 66 67 68 69 70 303 381 499 587 720 543 23 —38 —667 -431 —473 —327 —270 —413 —621 —247 —542 —307 —313 —219 —130 —241 —584 —217
IV—IV 57 58 59 61 62 432 577 645 377 —58 —408 —343 —307 —533 —650 156 —167 —149 —383 —483
V—V 54 55 56 435 450 572 —177 4 —182 4 38 —94
Примечание. Напряжения Oi и оа определены измерениями. Напряжения
ап вычислены по найденным измерениями значениям и известным направлениям
напряжений <h и аа.
417
. 0 ISO SOO 7S0 1000 кгс/сп
a) f i ।
Масштаб напряжении
Масштаб напряжений розеток №Z9,27t2et293l33tk3^^5t06Mk8
уменьшен б 2 раза
Рис. 212. Местоположение розеток тензодатчиков (см. табл. 13)
418
в сечении через опору траверсы, действуют значительные на-
пряжения.
Для наглядного представления разницы между фактически-
ми нормальными напряжениями и нормальными
ми, вычисленными по элементарным формулам, в
рис. 213, а приведены фактические нормальные
Здесь уместно напомнить, что при расчете
балок на изгиб рассматривается плоская
задача, т. е. напряжения в направлении,
перпендикулярном к плоскости изгиба,
отсутствуют. В действительности такое ус-
ловие не соблюдается, что является одной
из главных причин несоответствия расчет-
ных и фактических напряжений.
Вычислим напряжения в сечении /—/,
рассматривая данную траверсу как бал-
ку, опертую по концам и нагруженную
сосредоточенной в центре силой
(рис. 214). Принятая расчетная схема
является худшим случаем нагружения
траверсы, так как фактические нагрузки
являются распределенными. Разрез тра-
версы по сечению / — / и значения мо-
ментов сопротивления для верхних и
нижних волокон приведены на рис. 214. Максимальные напряже-
ния в этом сечении
о = 11,75‘10- = 304 кгс/см2,
верх 38,6-103 1
— 11,75-106 onn , 2
=----------- = — 209 кгс см2.
низ 56,2-10»
напряжения-
табл. 13 и на
напряжения.
Таблица 14
Значения деформаций,
зафиксированных
датчиками
«о; та
«О* та
164
166
167
168
170
172
173
50
46
64
57
50
39
12
175
176
177
179
180
182
183
6
—24
—32
—23
—27
7
9
Согласно расчету по формулам для балок напряжения по
высоте сечения /— / изменяются линейно, в действительности
(рис. 213, а) характер их изменения совершенно иной. Согласно
расчету по формулам для балок напряжения в сечении /— /не
могут превысить 304 кгс/см2\ в действительности отмечены точки
траверсы, напряжения в которых достигают 2000 кгс/см2. Экспе-
римент показывает непригодность широко применяемого метода
расчета траверс по формулам для балок.
Далее из рассмотрения других сечений будет видно, что на-
пряженное состояние траверсы вообще имеет мало общего с
плоским изгибом балки. Так, например, из рассмотрения эпюр
относительных деформаций верхней полки траверсы, приведен-
ных на рис. 213,6, можно догадаться, что верхняя полка проги-
бается внутрь отверстия. Измерения окружных деформаций на
цилиндре показали, что этот прогиб воздействует и на цилиндр,
419
Рис. 213. Эпюры нормальных напряжений (а) и деформаций (б)
исследуемой траверсы
420
причем как со стороны передней, так и со стороны задней стенки
траверсы. Таким образом, цилиндрическое отверстие под ци-
линдр вытягивается в «овальное», при этом возникают значи-
тельные напряжения в стенках травесы. Подобное явление, за-
меченное конструкторами новосибирского завода «Тяжстанко-
гидропресс», было обнаружено также исследователями завода
НКМЗ и названо ими «эллипсованием». Измерения окружных
деформаций на цилиндре
показали, что эллипсование
отверстия траверсы распро-
страняется на значительную
высоту вдоль оси цилиндра.
Явление эллипсования
позволяет объяснить не-
обычный вид эпюр нормаль-
ных напряжений в сечениях
II — II и III — III (рис.
213, а). Прогиб передней, а
также и задней стенки тра-
версы в сторону цилиндра
вызывает на наружной по-
верхности сжимающие на-
пряжения. Величина сжи-
мающих напряжений в сече-
ниях II — II и III — III та-
кова, что в сумме с растяги-
вающими напряжениями от
изгиба они дают сжатие.
Так, в сечении // — II
нормальные напряжения
в верхней части равны
—290 кгс)см\ а в сече-
нии III — III доходят до
—542 кгс!см2. При отсутст-
Рис. 214. Расчетная схема исследуе-
мой траверсы
вии эллипсования эпюра в
сечении II — II и частично в сечении III — III была бы похожа
на эпюру в сечении / — I.
По абсолютной величине напряжения в сечении III — III
больше, чем в сечении II — II. Объясняется это двумя причина-
ми: во-первых, в этом сечении сжимающие напряжения от эллип-
сования больше, чем в сечении II — //; во-вторых, здесь меньше
растягивающие напряжения от изгиба, так как меньше изгибаю-
щий мо(мент. В сечении / — / эллипсование создает растягиваю-
щие напряжения (эпюра е на рис. 213, б), которые в сумме с рас-
тягивающими напряжениями от изгиба дают ап = 471 кгс!см2.
Замеры с помощью розеток, наклеенных по окружности от-
верстия под цилиндр (рис. 211 и 212,6), также указывают на
421
эллипсование. В области розеток 29, 31, 44—47 растягивающие
напряжения достигают величины 1500—2000 кгс!см2.
На рис. 215 в утрированном виде показана деформация верх-
ней части траверсы. Испытания на усталость, проведенные на
отдельной модели траверсы, выполненной в масштабе 1:10, под-
твердили результаты статических испытаний. После 3,5* 106 цик-
лов нагружения были обнаружены усталостные трещины в мес-
тах наибольших напряжений, найденных при статических испы-
таниях. Все это позволило принять своевременные меры по соот-
ветствующему изменению размеров этой крупной и дорогой
детали. Проведенные исследования напряженного состояния
данной траверсы позволяют сделать
следующие заключения.
1. Материал траверсы находится
в сложном объемном напряженном
состоянии, поэтому существующие
в инженерной практике методы рас-
чета траверс прессов по формулам
для изгиба балок являются непра-
вомерными и не соответствуют дей-
ствительности.
2. В базовых деталях, имеющих
большие по диаметру отверстия
(под цилиндры, колонны и т. д.) с
осью, лежащей в плоскости изгиба,
Рис. 215. Характер деформации
верхней части траверсы
возникает явление «эллипсования»
отверстий. Это приводит к сложному напряженному состоянию
детали и создает зоны больших напряжений.
3. Поскольку существующие методы расчета не дают удов-
летворительного результата, необходимо после эскизного проек-
тирования крупных базовых деталей производить тщательное
экспериментальное исследование их напряженного состояния и
несущей способности. Результаты исследования должны учиты-
ваться при рабочем проектировании.
Далее рассмотрим траверсу с двумя рабочими цилиндрами.
Траверса, форма которой видна из рис. 216 и 217, представляет
собой конструкцию, где рабочие цилиндры и стенки сварены в
одно целое электрошлаковой сваркой. К нижней полке приваре-
на пластина, расположенная под некоторым углом к оси травер-
сы, которая служит для крепления рабочего инструмента. Иссле-
дование напряженного состояния траверсы производилось на мо-
дели из оргстекла (рис. 218) и на стальной сварной модели
(рис. 219). Масштаб моделей в обоих случаях 1 : 10.
Исследование модели из оргстекла производилось с приме-
нением хрупких лаковых покрытий. Трещины лакового покрытия
показаны на рис. 216, бив. Изгиб траверсы под действием
рабочих нагрузок вызывает растяжение верхней полки, что
422
Рис. 216. Эпюра нормальных напряжений (а) в боковых стенках тра-
версы двухцилиндрового правильного пресса и характер трещин (б
и в) при исследовании напряженного состояния траверсы методом
лаковых покрытий на модели из оргстекла
423
подтверждается сеткой трещин (рис. 216,в). В средней части гу-
стота трещин больше, так как в этом сечении наибольший изги-
Рис. 217. Эпюры напряжений (а) и деформаций (б) на внутреннем
сечении траверсы двухцилиндрового пресса
Рис. 218. Внешний вид модели из оргстекла
траверсы двухцилиндрового пресса
бающий момент, а следовательно, и наибольшие напряжения. На
боковой поверхности цилиндров трещины в основном образова-
лись от внутреннего давления рабочей жидкости. Искривление их
424
можно объяснить наложением напряжений от изгиба. Образова-
ние трещин в нижней части боковых стенок на первый взгляд
трудно объяснить. Трещины в хрупком покрытии образуются по
направлениям, перпендикулярным к наибольшим растягиваю-
щим напряжениям. Если же считать, что боковые стенки рабо-
тают на изгиб, то их верхние волокна должны растягиваться,
нижние — сжиматься.
Детальные исследования с помощью тензодатчиков показали,
что в основном изгибные нагрузки воспринимаются центральным
ребром траверсы, боковые же стенки деформируются в перпен-
Рис. 219. Стальная сварная модель траверсы двухцилиндрового
пресса
дикулярной к этому ребру плоскости. На рис. 220 схематически
изображено деформированное состояние поперечного сечения,
которое объясняет направление трещин на лаковом покрытии.
Эпюры напряжений ох, ву и деформаций ех, полученные по
показаниям датчиков, наклейных на внутренней поверхности се-
чения, изображены на рис. 217, а и б. Эпюры напряжений имеют
ярко выраженный нелинейный характер, тогда как элементар-
ный расчет по формулам для балок заранее предполагает линей-
ное распределение. Если рассмотреть центральное ребро как
балку-стенку и рассчитать ее по соотношениям теории упругос-
ти, то построенные эпюры будут более близки к расчетным. Эпю-
ра деформации &у на наружной поверхности боковой стенки
(рис. 217,6) подтверждает правильность картины деформирован-
ного состояния поперечного сечения траверсы, приведенной на
рис. 220.
425
При исследовании металлической модели тензодатчики на-
клеивали только на наружной поверхности. В табл. 15 приведены
вычисленные по показаниям датчиков главные и нормальные
напряжения в различных отмеченных на рис. 216 характерных
сечениях. Ниже даны относительные деформации ех на верхней
полке в продольном направлении.
Расстояние от центра в мм 0 10 20 30 40 50
вх- ю+5 29,5 28,5 26,5 22,5 17 8,5
На рис. 217, а построена соответствующая этим деформациям
эпюра. Эпюра нормальных напряжений ох, возникающих в боко-
Рис. 220. Картина дефор-
мированного состояния
поперечного сечения ис-
следуемой траверсы
вых стенках в сечении / — /, изображе-
на на фиг. 216, а. Характер этой эпюры
также показывает, что распределение и
величины нормальных напряжений,
действующих в боковых стенках, не
соответствуют расчетным нормальным
напряжениям, подсчитанным по фор-
мулам изгиба балок. Фактически ока-
залось, что растягивающие напряже-
ния преобладают почти на всей высоте
сечения, это объясняется короблением
стенки (рис. 220). Характер распреде-
ления напряжений, полученных в ре-
зультате анализа показаний тензодат-
чиков, подтверждается распределением
трещин на лаковом покрытии
(рис. 216, б).
Эпюры напряжений ох и oz (рис.
216, в и 220) подтверждают заключе-
ние о том, что основную нагрузку при-
ное ребро. На рис. 216,
нимает на себя внутреннее централь-
а в сечении IV — IV показаны элементы
поверхности, по граням которых действуют главные напряжения
(табл. 15), изображенные в виде стрелок. Направления вычис-
ленных по показаниям датчиков главных растягивающих напря-
жений хорошо согласуются с направлением трещин на лаковом
покрытии (рис. 216, б).
Анализируя результаты проведенного исследования, можно
сделать следующее заключение. Несмотря на относительную
простоту геометрии траверсы, ее напряженное состояние являет-
426
Главные alf а2 и нормальные напряжения
в различных сечениях траверсы
Таблица 15
Сечение Расстояние от нижнего края в мм 01 ог Ф в град ‘ ал в кгс'см2 Сечение Расстояние от нижнего края в мм 01 02 Ф в град в кгс/см2
в кгс/см2 в кгс'см2
I—I 20 30 40 50 60 70 80 90 100 ПО 120 130 1000 440 315 288 276 255 240 229 219 209 202 192 342 274 247 154 98 33 —16 -59 —93 —127 —148 -157 175 11 50 69 74 76 77 78 78 78 79 79 351 279 286 270 261 242 221 212 201 195 189 178 I—I 140 150 160 192 204 360 —168 —162 —92 79 81 90 178 191 360
IV—IV 20 30 40 50 60 70 80 90 157 265 382 538 722 701 556 382 -185 —23 132 218 138 71 -56 —210 72 73 66 50 45 46 48 50 1 1 1 1 1 1 1 1
Продолжение табл. 15
Расстояние от задней бо- ковой стенки в мм °х в кгс/см2 °z в кгс/см2 Расстояние от задней бо- ковой стенки в мм р кгс/см2 в кгс/см2
II—II 10 20 30 40 50 60 320 410 490 570 630 665 —44 63 127 190 230 250 11—II 70 80 90 100 110 640 580 500 ' 420 335 232 194 130 66 —20
Примечание. Отсчет угла ф от вертикали против часовой стрелки. 0*, ог — соответственно продольные и поперечные напряжения.
ся сложным и не может быть определено обычно применяемым
элементарным расчетом, основанном на использовании формул
изгиба балок. Рассмотрение эпюр нормальных напряжений в
среднем ребре (рис. 217, а) и боковых стенках (рис. 216, а) при-
водит к выводу, что при работе траверсы от реакций со стороны
колонн, которые в данном случае имеют большой диаметр и боль-
шую жесткость, возникают горизонтальные силы, вызывающие
дополнительные растягивающие напряжения.
Ниже рассматриваются результаты исследования траверсы
горизонтального четырехколонного прошивного пресса. Модель
427
пресса, выполненная из оргстекла в масштабе 1:10, представ-
лена на рис. 221. Пресс состоит из передней /, задней 4 и про-
межуточной 2 неподвижных траверс, а также из подвижной тра-
версы 3, четырех колонн и цилиндров. Исследование напряжен-
ного состояния базовых деталей проводилось методом лаковых
покрытий, с помощью которого выявлялись наиболее напряжен-
ные зоны деталей, и методом тензометрирования, с помощью
которого устанавливались фактические напряжения в выявлен-
ных опасных зонах. Далее приводятся результаты только по пер-
вой части исследования. Результаты по второй части исследова-
ние. 221. Модель горизонтального четырехколонного прошивного пресса,
выполненная в масштабе 1 : 10 из оргстекла
ния, т. е. по выявлению фактических величин напряжений с по-
мощью тензометрирования, не приводятся, так как методика
этих исследований рассмотрена в предыдущих примерах. Поря-
док использования этого метода в применении к базовым дета-
лям гидравлических прессов также достаточно полно раскрыт
в этих примерах. Детальные подробности о методе лаковых по-
крытий можно найти во многих книгах по электрическим измере-
ниям неэлектрических величин.
Усилие, развиваемое главным цилиндром пресса, восприни-
мается траверсой (рис. 222). При этом по незначительной пусто-
те трещин, возникающих на лаковом покрытии, можно сделать
заключение об отсутствии больших напряжений от изгиба. На-
грузки передаются в основном через ребра жесткости. Местопо-
ложение наиболее напряженных зон передней и задней стенок
вполне определилось.
428
Рис. 222. Модель передней траверсы прошивного пресса
Рис. 223. Модель задней траверсы прошивного пресса
429
Рис. 224. Модель промежуточной неподвижной травер-
сы прошивного пресса
Рис. 225. Модель подвижной траверсы прошивного пресса
430
В задней траверсе (рис. 223) располагаются в горизонталь-
ном направлении три рабочих цилиндра. В случае одновремен-
ной работы всех трех цилиндров возникают значительные на-
пряжения как в вертикальном, так и в горизонтальном сечении
этой траверсы. Местоположение опасных зон определено.
Сложная форма промежуточной неподвижной траверсы
(рис. 224) создает при ее нагружении своеобразное напряженное
состояние. Технологические отверстия в стенках траверсы вно-
сят концентрации, искривляя линии растягивающих напряжений.
Граница опасной зоны определена.
Подвижная траверса (рис. 225) воспринимает нагрузки от
трех цилиндров, которые уравновешивают усилие главного ци-
линдра, приложенное с противоположной стороны траверсы в
ее центре. Как видно по трещинам на лаковом покрытии, травер-
са деформируется в основном только в горизонтальной плоскос-
ти. Граница опасной зоны также вполне определена.
На рис. 222—225 видно, что фактическое распределение на-
пряжений не соответствует той картине, которую можно полу-
чить, основываясь на применении понятий и формул изгиба
балок.
Приведенные примеры убедительно показывают, что сущест-
вующие методы расчета базовых деталей машин являются весь-
ма приближенными, не отвечающими, современным требованиям.
Эти методы расчета (из-за отсутствия более точных) можно при-
менять только на первой стадии проектирования для первого,
приближенного определения размеров сечения сложной детали.
Найденные таким способом размеры и формы сложной детали
должны затем уточняться путем экспериментального анализа их
напряженного состояния на основе рассмотренных эксперимен-
тальных методов. В противном случае никаких гарантий о дли-
тельной прочности такой детали, работающей в условиях повто-
ряющихся напряжений, дать нельзя, как бы низки ни оказыва-
лись расчетные напряжения в предполагаемых опасных сечениях.
Фактически опасными сечениями могут оказаться совсем дру-
гие сечения, как, например, в случае рассмотренной составной
траверсы. В случаях когда фактические и предполагаемые опас-
ные сечения детали совпадают, в них могут оказаться зоны не-
ожиданно высоких напряжений (против расчетных значений),
как, например, в рассмотренном случае траверсы с двумя ци-
линдрами.
ЛИТЕРАТУРА
1. Андреева И. Б. Исследование параметров опорного фланца ци-
линдров гидравлических прессов. В сб. «Исследования в области оборудова-
ния и технологии штамповки». М., Машгиз, 1958. (СТАНКИН. Сб. № 4).
2. Б а шт а Т. М. Гидравлические приводы металлорежущих станков.
М., Машметиздат, 1936.
3. Б а шт а Т. М. Гидравлические следящие приводы. Киев, Машгиз, 1960.
4. Б а ш т а Т. М. Расчет и конструирование самолетных гидравлических
устройств. Изд. 3-е. М., Оборонгиз, 1961.
* 5. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. Справочное пособие.
М., Машгиз, 1963.
6. Браславский В. М. Упрочнение чеканкой галтелей цилиндров
крупных прессов. — «Кузнечно-штамповочное производство», 1961, № 5.
7. Васильев Б. П., Левита Д. Я. Гидравлический командоаппарат
для осуществления автоматической работы группы гидравлических цилинд-
ров в желаемой последовательности. — «Кузнечно-штамповочное производ-
ство», 1962, № 7.
8. В а с и л ь е в В. В. Исследование прочности галтельных сопряжений
несущих деталей тяжелых прессов. — «Кузнечно-штамповочное производст-
во», 1962, № 8.
9. В о р о н о в А. А. Элементы теории автоматического регулирования.
М., Оборонгиз, 1954.
10. Г а р д н е р М. Ф., Б э р н с Дж. Л. Переходные процессы в линей-
ных системах с сосредоточенными постоянными. Пер. с англ. М., Изд. физ.-
мат. лит., 1961.
И. Егоров К. В. Основы автоматического регулирования. М. — Л.,
Госэнергоиздат, 1955.
• 12. Ермаков В. В. Основы расчета гидропривода. М., Машгиз, 1951.
13. Зайченко И. 3. Гидравлическое оборудование современных метал-
лорежущих станков. М., Машгиз, 1945.
14. К у з ь к о Ю. П. Пути снижения веса и габаритных размеров мощ-
ных прессов. — «Кузнечно-штамповочное производство», 1959. № 8.
15. Лауэр Г., Лесник С., М а д с о н Л. Основы теории сервомеханиз-
мов. М. — Л., Госэнергоиздат, 1948.
16. Л и с н я н с к и й Р. М. Устройство для измерения механических на-
пряжений в частях машин. Авторские свидетельства № 129374, 129375.
17. Лиснянский Р. М. Вычислительное устройство для определения
третьей стороны прямоугольного треугольника по двум известным. Автор-
ское свидетельство № 128629.
18. Л ит в ин-С едой М. Д. Гидравлический привод в системах авто-
матики. М., Машгиз, 1956.
19. Л у р ь е А. И. Операционное исчисление и его приложения к задачам
механики. М.— Л., Гос. изд. техн.-теорет. лит., 1950.
432
20. Михеев В. А. Гидравлические прессовые установки. М. — Л., Маш-
гиз, 1953.
21. Михеев В. А., Ям В. М„ Поляков Б. И. Модернизация гидро-
прессового оборудования. М.—Л., Машгиз, 1961.
22. Мюллер Э. Гидравлические ковочные прессы. Пер. с нем. М., Маш-
гиз, 1958.
23. Мюллер Э. Гидравлические прессы и их приводы. Пер. с нем. М.,
Машгиз, 1960.
24. Мюллер Э. Гидравлические прессы для изделий из цветных метал-
лов. Пер. с нём. М., Машгиз, 1962.
25. Новоселов В. А. Малогабаритный гидравлический штамповочный
пресс усилием 30 000 т. — «Кузнечно-штамповочное производство»,
1963, № 9.
26. Окунев Л. Я. Высшая алгебра. Изд. 4-е. М.—Л., Гостехиздат, 1949.
27. П е р л и н И. Л. К расчету мощности аккумуляторной станции гид-
ропрессовых установок. — «Вестник инженеров и техников», 1950, № 1.
28. Подзолов И. В. Расчет допускаемых напряжений для черных ме-
таллов в машиностроении. М., Оборонгиз, 1947.
29. Пономарев С. Д., Б и д е р м а н В. Л., Лихарев и др. Расчеты на
прочность в машиностроении, т. III. М., Машгиз, 1959.
30. Попов В. К. Основы электропривода. М., Госэнергоиздат, 1945.
31. Розанов Б. В. Мощные гидравлические прессы. — «Вестник маши-
ностроения», 1956, № 2.
32. Розанов Б. В. Гидравлические прессы. М., Машгиз, 1959.
33. Розанов Б. В., Линц В. П. Автоматическое устранение перекоса
траверсы в гидравлических штамповочных прессах. — «Кузнечно-штамповоч-
ное производство», 1961, № 6.
34. Розанов Б. В. Современное состояние и пути развития тяжелого
гидропрессового оборудования. — «Вестник машиностроения», 1961, № 7.
35. Смирнов В. И. Курс высшей математики. Т I и II. М. — Л., Гос-
техиздат, 1951, 1948.
36. С т о р о ж е в М. В. Гидравлические прессы кузнечно-штамповочного
производства. Энциклопедический справочник «Машиностроение». Т. 8. М.,
Машгиз, 1951.
37. Сторожев М. В. К расчету чисто гидравлических прессов с акку-
муляторами. — «Журнал НИИМАШ», 1932, № 8, 9, 11 и 12; 1933, № 2 и 4.
38. Фихтенгольц Г. М. Математика для инженеров. Часть вторая.
М.—Л., Гостехиздат, 1933.
39. Фихтенгольц Г. М. Курс дифференциального и интегрального ис-
числения. Т. 1. М. — Л., Гостехиздат, 1948.
40. Фихтенгольц Г. М. Курс дифференциального и интегрального
исчисления. Т. II. М. — Л., Гостехиздат, 1948.
41. Фихтенгольц Г. М. Курс дифференциального и интегрального
исчисления, Т. III. М. — Л., Гостехиздат, 1949.
42. Хайм о вич Е. М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. Ки-
ев— Москва, Машгиз, 1959.
43. Чеснат и Майер Р. Проектирование и расчет следящих систем и
систем регулирования. Ч. I и II. Пер. с англ. М. — Л., Госэнергоиздат, 1959.
44. Чиликин М. Г., Корытин А. М., Прокофьев В. Н. Силовой
электропривод. М. — Л., Госэнергоиздат, 1955.
45. Энциклопедический справочник «Машиностроение», Т. 8. М., Маш-
гиз, 1951.
46. «Engineer», 1956, vol. 22, № 5255.
47. Mol lick L. and Jursik J. Heavy Presses. Strain Gages Stand
Guard. — «Steel», 1957, vol. 140, № 4, p. 92—93.
ПРИЛОЖЕНИЕ
В СССР с 1 января 1963 г. введен в действие ГОСТ 9867—61, в котором
устанавливается применение Международной системы единиц (СИ) как пред-
почтительной во всех областях науки, техники и народного хозяйства, а также
при преподавании.
Основные единицы СИ
Величина Единица измерения Сокра- щенное обозначе- ние Величина Единица измерения Сокра- щенное обозначе- ние
Длина метр М Термодинами- градус ’К
Масса килограмм кг ческая темпе- Кельвина
Время секунда сек ратура
Сила тока ампер а Сила света свеча св
Перевод принятых в книге единиц измерения в единицы СИ
Измеряемые величины Сокращенное обозначение величин Переводной коэффициент
принятых в книге по системе СИ
Работа, энергия, количество теплоты Усилие Сила Давление, напряжение Линейная скорость Линейное ускорение кгс-м тс кгс кгс/см2 см/сек см/сек* дж н н н/м* м/сек м/се& 9,81 9,81-Ю3 9,81 9,81-Ю4 102 102
ОГЛАВЛЕНИЕ
От редактора .........................-...........................-• 3
Введение (Б. П. Васильев) ......................................... 5
Глава I. Конструкции и схемы управления .......................-..... 9
1. Малогабаритный пресс для горячей объемной штамповки
(Б, П. Васильев) ....................—............................ 9
2. Прессы для изготовления фасонных стержней .................. 31
(Р. А. Долгин, Г. Н. Цыкин) ..................................
3. Прессы для изготовления труб (Р. А. Долгин, Г. Н. Цыкин) .... 54
4. Пресс для изготовления биметаллической проволоки (Ш. Ш. Ха-
зин) ................................................-......... 68
5. Машины для правки деталей растяжением и кручением (М. Е. Кот-
ляр, Ю. Е. Штейндорф) ......................................... 80
6. Прессы для правки деталей и заготовок изгибом (М. Е. Котляр,
Е. А. Коровин) ...............«................................. 94
7. Прессы для ломки прокатанных штанг на мерные заготовки
(Л. Л. Мешков, Ю. И. Кармацкий) .............................. 104
8. Пресс для пакетирования вторичных черных металлов (77. А. Кок-
шаров) .................................................... 114
9. Пресс-ножницы для резки металлического скрапа (М. Е. Котляр,
Ю. Е. Штейндорф) ............................................... 124
10. Пресс для пакетирования хлопка (Ф. Я. Киракуц) ..«......... 134
11. Насосы аккумуляторных станций (В. Н. Кононенко, Д. Я. Левита) 145
Г лава 77. Новые устройства для управления и контроля ............. 154
12. Гидравлические командоаппараты для автоматического управле-
ния гидравлическими прессовыми установками (Д. Я. Левита) 154
13. Аппаратура для защиты гидравлических прессов от перегрузок и
для контроля перекосов и напряжений в базовых деталях
(Р. М. Лиснянский) ............................................................... 168
Глава III. Расчеты и исследования ............................................... 190
14. Свойства и энергетические показатели гидравлических приводов
с аккуумулированием энергии (В. П. Васильев) ........................... 190
Энергия, потребляемая исполнительными механизмами в случае
насосно-маховикового привода ....................................... 194
Потери энергии на сжатие жидкости в гидравлических цилинд-
рах исполнительных механизмов...................-..................... 196
Потери энергии в насосах .......................................~......... 196
Потери энергии от внутренних утечек жидкости ............................. 198
Энергия, потребляемая исполнительными механизмами в случае
привода от пневмогидравлического аккумулятора ........................ 199
435
Зависимость между мощностью и к. п. д.. привода с пневмогид-
равлическим аккумулятором ...................-............. 204
"" ►Потери энергии при дроссельном регулировании скорости ....... 205
Энергия, затраченная на один рабочий цикл ............... 211
Формула для определения суммарных затрат энергии на движе-
ние исполнительного механизма и потери в гидравлической
системе ..............-...............-................. 228
15. Свойства и энергетические показатели гидравлических приводов
с центробежными и объемными насосами (Б. П. Васильев) ..... 230
16. Свойства и энергетические показатели специальных гидравличе-
ских приводов (Б. П. Васильев) .............-.......~..........281
17. Влияние сжимаемости жидкости иа скорость движения гидрав-
лических исполнительных механизмов (Б. П. Васильев) ....... 312
18. Расчет демпферов для торможения движущихся тяжелых деталей
(Б. П. Васильев) ..................................... 319
19. Динамические процессы в’гидравлическом прессе при мгновенном
снижении рабочей нагрузки (Б. П. Васильев) ................... 341
20. Выбор привода гидравлического пресса на основании сведений
о технологическом процессе (Б. П. Васильев) ............... 356
21. Метод расчета гидравлических следящих систем позиционного
управления исполнительными механизмами (Б. /7. Васильев) ...... 366
22. Формула для вычисления крутящего момента аксиальных гидро-
двигателей (Я. В. Навроцкий) .......................... 390
23. Анализ разрушений гидравлических цилиндров (Л. П. Кибардин) 398
24. Исследования напряжений в базовых деталях гидравлических
прессов (Л. А, С молю к) ................................ 414
Литература ............................................~........ 432
Приложение .................................................. 434
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Редактор издательства Н, С. Степанченко
Технический редактор В. Д. Элькинд Корректор 77. А. Пирязев
Переплет художника А. Г. Сорензон
Сдано в производство 17/V 1966 г. Подписано к печати 1/ХП 1965 г.
Т-14500 Тираж 6700 экз. Печ. л. 27,25 Бум. л. 13,63 Уч.-изд. л. 27,25
Темплан 1965 г., № 219 Формат 60 X 9О’/|в Цена 1 р. 56 к. Зак. 1299
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Экспериментальная типография ВНИИПП Государственного комитета
Совета Министров СССР по печати. Москва И-51, Цветной бульвар, 30