книги из ГПНТБ / Милевский Э.Б. Автоматизация процессов индексирования учеб. пособие для студентов машиностроит. специальностей
.pdfнии; 3) только для вывода фиксатора из гнезда узла (иногда и для ввода).
Работа наиболее простого индексирующего механизма с гидро приводом основана на том, что к штоку гидроцилиндра присоединена зубчатая рейка, которая находится в постоянном зацеплении с реечной шестерней или реечным сектором, сидящим свободно на одном валу с делительным диском и поворотным узлом. Реечная шестерня несет на себе храповую собачку, которая сцепляется с храповым колесом, жест ко сидящим на одном валу с делительным диском.
При возвратно-поступательном движении штока-рейки собачка в одном направлении увлекает храповое колесо и поворачивает на за данный угол делительный диск (холостой ход), а в другом направле нии возвращается в исходное положение и просто проскакивает по зубьям храпового колеса, и делительный диск остается неподвижным (рабочий ход).
Включение и выключение гидропривода, необходимое для переме щения штока-рейки, производится поворотом рукоятки распредкрана или перемещением золотника с помощью соленоидов пли упоров по движных узлов оборудования.
В случае необходимости между рейкой и валом делительного дис ка может быть помещена зубчатая передача.
Значительные углы деления обеспечиваются ротационными гидро двигателями, которые включаются только на период поворота и деле ния. Вращение от гидродвигателя на делительный диск или поворот ный узел передается через червячную или цилиндрическую зубчатые передачи.
В фиксирующих механизмах гидро- и пневмоприводы применяют ся главным образом для удаления фиксатора из гнезда диска или по воротного узла, а в отдельных случаях и для ввода фиксатора в гнез до (заменяют пружину фиксатора).
Все рассмотренные схемы и принципы действия индексирующих механизмов с гидроприводами аналогичны и для применения пневмо
приводов. ']
1.ПРИНЦИП РАБОТЫ И РАСЧЕТА
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ИНДЕКСИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ
а) Г и д р о м е х а н и ч е с к о е и н д е к с и р о в а н и е д л я б ы с р о г о п о д ъ е м а с т о л а в р а б о ч у ю п о з и ц и ю и е г о о п у с к а
ния со с т у п е н ч а т ы м |
( п р е р ыв и с т ы м ) или н е п р е р ы в н ы м |
||
п е р е м е щ е н и е м |
(рис 43, а). |
|
|
Подъем стола |
С происходит |
под действием масла, поступающего |
|
в цилиндр по линии 1 от насоса Я |
через обратный клапан Кл\ он запи |
||
рает масло в цилиндре стола при отключении насоса Я. |
|||
Для опускания |
стола |
С открывается один из двух золотников А и |
В. Например, если золотник А при срабатывании электромагнита Э1 будет опущен, масло из цилиндра стола поступит в левую полость до затора Д по трассе 1 к 3, переместит поршень дозатора в правую сто
110
рону, откуда из правой полости оно будет сливаться в бак через трас су 2 и 4.
Регулировочные винты с шариками а и б в дозоре Д позволяют регулировать скорость подъема или опускания стола.
Рис. 43. Гидромеханические индексирующие устройства
11Г
Ход поршня цилиндра стола регулируется винтом, и в зависимос ти от его величины дозатор Д из полости цилиндра будет выпускать разное количество масла. Стол будет опускаться на определенную ве личину. Попеременное включение и выключение электромагнита Э1 обеспечивает ступенчатое опускание стола С. Для получения непрерыв ной подачи стола включается золотник Б от электромагнита Э2; ско
рость |
перемещения стола |
регулируется |
дросселем на |
линии слива |
|
масла. |
|
|
|
|
|
б) |
П е р и о д и ч е с к а я п о п е р е ч н а я п о д а ч а в |
с т р о г а л ь |
|||
ных, |
ш л и ф о в а л ь н ы х , |
ф р е з е р н ы х |
и д р у г и х |
с т а |
н к а х с |
п о м о щ ь ю г и д р о м е х а н и ч е с к о г о и н д е к с и р о в а н и я с х р а п о в ым м е X а и и з м о м (рис. 43,6).
Стол в конце своего движения наталкивается на упор 1, который
перемещает шток золотника |
/; при этом масло от насосов |
поступает че |
|
рез золотник в цилиндр 3. |
При опускании поршня |
гидроцилиндра 3 |
|
шток с собачкой 4 поворачивает храповое колесо 5, |
от |
которого дви |
жение передается через зубчатую передачу на винт 6 подачи стола. Величина перемещения стола S определяется углом поворота ß
храпового колеса 5, зависящего от числа гс захватываемых зубьев собачкой:
|
|
S = |
tß |
ß = cr/ = 360°-Zc-i |
|
|
|
|
|
|
360° ’ |
2 |
|
|
|
где а — угол поворота винта подачи, |
|
|
|
||||
2 |
— число зубьев храпового колеса, |
|
|
|
|||
і |
— передаточное |
отношение |
промежуточных |
колес |
от |
храпового |
|
|
колеса 5 до винта подачи 6. |
|
|
|
|||
Следовательно, |
|
|
|
|
|
||
В |
этом |
гидромеханическом |
индексирующем |
устройстве |
основной |
||
расчетной |
величиной |
в гидросистеме является перепад |
давления А Р |
от насоса к цилиндру, который зависит от массы жидкости пц ра ци линдром и массы гп2 перед цилиндром.
Масса піі обусловлена приведенным моментом инерции / Пр меха нических зубчатых передач с винтом поперечной подачи и определяется
из выражения: |
4/цр |
|
/пр |
|
|
/771 —--------- — |
--------- |
|
r2-f |
d2-f |
’ |
где г и d — радиус или диаметр храпового колеса, f — площадь поршня цилиндра.
Масса жидкости перед рабочим цилиндром, отнесенная к сечению трубопровода /тр.
m2= /mтр. |
= |
g |
|
g |
m2=- |
М g- Ѵ |
— - |
in |
G |
= |
f - 1 - y |
-------------- L |
|
— |
------ |
|
112
где I |
— длина трубопровода, |
у |
— объемный вес масла, |
g = 9,8 м/сек2.
Учитываем ускорение перемещения поршня: 25
где ір — время реверсирования, за которое осуществляется поперечная подача 5.
Следовательно, величина перепада давления масла будет равна:
Л Я = (ml+ m2) j = — |
+ |
кг/см2 («А«2)- |
b W 2-/ |
|
g-Uv) |
в) Б л о к и р у ю щ и е и т о р м о з н ы е у с т р о й с т в а Блокирующие устройства являются автоматически действующими
предохранительными механизмами, предназначенными для предупреж дения неправильной работы отдельных элементов автомата или авто матической линии (например, одновременное включение двух и более несовместимых движений).
Значительная часть блокирующих устройств — электро- и гидро механические.
Тормозные устройства применяются для снижения скорости дви жения столов, барабанов, каруселей, суппортов, силовых и револьвер ных головок и т. д. в конце хода с целью уменьшить запас кинетичес кой энергии движущихся масс, а следовательно, и удар. Разновиднос тью таких устройств являются буферы с малым ходом торможения, уменьшающие отскакивание движущихся масс после удара.
Рассмотрим принципиальную схему работы гидробуфера (рис 43,в),
где полости цилиндра 1 и компенсатора 4 заполнены маслом. Игла 3 неподвижно закреплена в днище цилиндра 1 и может быть выполнена с постоянным или переменным диаметром в зависимости от требуемо го характера торможения.
При движении штока 5 с поршнем влево игла 3 входит в отверс тие поршня и уменьшает площадь выходного отверстия, соединяюще го обе полости цилиндра. В результате увеличивается сопротивление прохождению масла из левой полости цилиндра в правую, т. е. повы шается степень торможения штока.
Усилие торможения является суммирующей |
величиной и состоит |
|||||
из трех компонентов: 1) |
усилия возвратной пружины 2 |
(Лір); |
2) |
силы |
||
трения поршня F\ 3) гидравлического сопротивления S. |
|
|
|
|||
Гидросопротивление |
S является переменной |
величиной |
и поэто |
|||
му ее |
мгновенное значение определяется давлением |
в полости |
ци |
|||
линдра: |
|
S = P r f, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где Р I |
— мгновенное давление в полости цилиндра, |
|
|
|
|
|
f — площадь поршня. |
|
|
|
|
|
8-іоп |
1)13 |
Давление в левой полости цилиндра обусловлено сопротивлением выходного отверстия протеканию жидкости. Это сопротивление опре деляется следующим образом.
Так |
как избыточное давление Р2 в правой полости цилиндра рав |
но нулю, |
то перепад давления А Р = Р\. |
Мгновенный расход масла Qi через щель равен объему масла, вы тесняемого из левой полости цилиндра:
Qi = f- Vi= \ x - f m - V m ,
где Ѵі — мгновенная скорость движения поршня, Ѵщ— скорость протекания масла через щель, /щ — площадь сечения щели, ц — коэффициент расхода масла через щель.
Перепад давления перед щелевым отверстием и за ним определяет ся из формулы:
Л Р = Яі =- ^— — , кг/см2(н/м2) , 2Я
/щ' 11
Отсюда мгновенное значение давления в полости цилиндра
р |
ѵ / 2-у *2 |
' |
2q-p2- U ’ |
амгновенное значение гидравлического сопротивления
Оѵр-Ѵі2
P2-fm2
Передачи движений штоком-рейкой или различными шестеренно реечными механизмами весьма распространены в поворотных, дели тельных и транспортирующих устройствах благодаря тому, что они
позволяют легко трансформировать возвратно-поступательное движе ние поршня гидроили пневмоцилиндра во вращательное движение рабочего органа с созданием больших крутящих моментов.
г) С х е м а и н д е к с и р о в а н и я з а г р у з о ч н о г о у с т р о й с т в п р е д н а з н а ч е н н о г о д л я п о д а ч и з а г о т о в к и 3 на л и н и ю
ц е н т р о в |
0 - 0 |
т о к а р н о г о |
с т а н к а |
(рис. |
4 3, г). |
|
Заготовка 3 |
зажимается |
подпружиненной |
губкой |
Г (двуплечим |
||
рычагом) |
и ее поворот в положение 0 -0 |
осуществляется |
реечной пере |
|||
дачей РІІ при перемещении поршня П гидроцилиндра влево. |
||||||
Соотношение между усилиями в реечной передаче и зажимном уст |
||||||
ройстве определяется из уравнения моментов: |
|
|
||||
Р \ - Г\ ~ Р 2 -Гъ |
Ро-а = Рпѵ-в, |
|
|
|
|
114
откуда |
в |
|
'ё-г2 |
|
F2 = F . — «=р пѵ |
Р ^ Р кг |
|||
---> |
a-r 1 |
|||
ri |
а |
|
||
Сила трения FcyM в штоке-рейке |
является суммарной величиной; |
|||
и состоит из силы трения F\, |
обусловленной нормальным давлением N |
|||
и составляющей силы трения по зубу рейіш F2. |
|
F\ = N -cosct, F2 = Fo'-sina, F0=\.vN,
откуда,
Fcyx —F\ + F2 = (cos a-f p-sin a ) .
где a — угол зацепления (обычно 20°). Следовательно, нормальное дав ление N от суммарной силы трения FcyM
д i _ |
F сум |
cosa-bp. -sina
Сила трения в штоке-рейке
р • Fсум
Ftp =
cosa + p-sina
В свою очередь
Fсум = Fпор + FniT+ Fпапр,
где Fнапр, FПор и Fmr — сила трения в направляющих, поршня и штока,
р— коэффициент трения (р ~0,07).
Врезультате тяговое усилие на штоке-рейке загрузочного уст
ройства
Т— Р \ + FCyM+ FTp
По величине |
усилия Т определяется |
диаметр |
гидроцилиндра. |
||||
д) |
Т и п о в о й р а с ч е т п н е в м а т и ч е с к о г о п о в о р о т н о г о |
||||||
у с т р о й с т в а (рис. 43, д). |
|
|
|
|
|||
Основными элементами подводящей магистрали сжатого воздуха |
|||||||
являются: вентиль а, фильтр б, регулятор |
давления |
в, |
манометр г и |
||||
маслораспылитель д. |
|
|
|
|
|
||
Поток |
сжатого |
воздуха |
направляется |
в цилиндр Д с помощью |
|||
воздухораспределительного |
реверсивного |
золотника |
А, |
который пере |
|||
ключается пневматически пилотом Б. |
|
|
|
||||
Если |
пилот |
Б |
установлен в верхнем |
положении, |
то воздухопро |
вод 8 будет открыт и золотник А переключится влево. Движение порш ня вправо осуществляет поворот храповика на 90°.
Предположим, что исходными данными для расчета являются:
осевое усилие на поршне S = 300 кГ |
(2940 н), давление в сети сжатого |
|||
воздуха р = ЪкГ/см2 (490 322 н/м2), ход поршня h = l l c M . |
||||
Диаметр пневмоцилиндра определяется из соотношения |
||||
лД2 _ |
S |
/ 300 |
90 мм. |
|
4 |
Р ’ |
л-5 |
||
|
Б* |
115 |
Примечание. Для типовых стационарных пневматических цилиндров технические ха рактеристики будут следующими (при удельном давлении воздуха 4 кГ/см1], '329 266 н/м2): диаметры D цилиндров в мм (усилие S на штоке, в кГ; максимальный ход /!шят поршня в мм): 50 (80, 400), 65 (135, 400), 75 (180, 500), 100 (315, 5000), 150 (710, 700), 200 (1260, 1000), 250 (1965, 1400), 300 (2830, 1400).
Ближайший размер диаметра цилиндра по технической характе ристике D — 100 мм.
Объем воздуха
|
|
|
Я |
|
я -102 |
^ 850 см3- |
||
|
|
|
|
|
І І |
|||
Если время срабатывания (время перемещения поршня на длину |
||||||||
хода /г) ( = 0,7 |
сек. |
то расход воздуха |
|
|
|
|||
|
|
|
Q = - t |
850 |
^ 1200 см3!сек. |
|||
|
|
|
0,7 |
|
|
|
||
Диаметр |
d воздухопровода |
к цилиндру при скорости потока воз |
||||||
духа |
V= 1000 см/сек. определятся из соотношения |
|
||||||
|
яd |
Q |
|
|
■20 ]/ |
_0_ |
f |
1200 |
|
4 = V |
|
|
20 |
^ 12 мм. |
|||
|
|
|
|
я V |
я -1000 |
|||
Проверяем время срабатывания t: |
|
^ 0,7Vсек. |
||||||
|
|
|
t = |
D2 • h |
ІО2 - 11 |
|||
|
|
|
d2-V |
1,22-1000 |
||||
По расходу воздуха Q подбирается воздухораспределитель В64—■ |
||||||||
23, допускающий расход'80 л/мин = 1330 см3/сек. |
|
|||||||
е) |
Т и п о в о й р а с ч е т ( д и а м е т р о в ц и л и н д р а и т р у б о |
|||||||
п р о в о д а , п р о и з в о д и т е л ь н о с т и , |
у с и л и я , |
т и п а а п п а р а |
||||||
т у р ы и т. |
д.) |
г и д р о м е х а н и ч е с к о г о п о в о р о т н о г о у с т |
р о й с т в а (рис. 43, е ).
Предполагаем основными исходными данными вес поворотного
стола Ст G = 3000 кг |
(29 400 н), |
время поворота на 60° около 2 сек. |
|||||
Число оборотов стола |
60, |
|
|
|
|||
п =~ |
- |
|
|
|
|||
|
2-360 |
= 12 сек. |
п = |
60 |
|||
где |
|
= 5 об/мин. |
|||||
|
|
60 |
|
|
|
12 |
|
Принимаем |
для |
гидроиндексирования |
наиболее распространен |
||||
ную реечную передачу, скорость |
движения |
которой У, = 7 м/мин. При |
|||||
числе зубьев реечной шестерни zi = 15 и пг = 6 мм число оборотов |
|||||||
|
|
|
V |
7000 |
|
|
|
|
nt = n-m-zx |
----------- = 25 об/мин. |
|||||
|
я - 6 - 15 |
|
|
116
Передаточное отношение і определяется |
|
|
|
|||||||
|
|
|
z2 |
u-2 |
|
5 |
25 |
|
|
|
|
|
г |
г3 |
/г 1 |
|
25 |
"125 |
|
|
|
^ |
t i \ - z 2 |
|
|
|
|
то |
V, t \ ‘ Z\ |
|||
іаккак |
n2 — ------- , |
|
|
|
|
— = ------- |
||||
При одинаковом шаге2з |
|
|
|
|
|
V 2 |
<-Ъ |
• 22 • |
||
зацепления t\ = t3 получим |
|
|||||||||
|
|
V2= n - d 3-n , |
у |
7'25 |
11,5 |
м/мин. |
||||
-Kl = -£l = — |
|
|
15 |
|||||||
V2 |
z2 |
25 ’ |
|
|
2 |
|
|
|
||
Согласно формулы |
|
|
|
|
имеем |
|
|
|
||
|
|
|
я-п |
11500 |
= 740 мм. |
|
|
|||
|
|
|
|
я-5 |
|
|
|
|
||
Диаметры шестерен при пг = 6мм: |
мм, |
d , = 6-15 = 90 мм. |
||||||||
d3 = m-z3= 750 мм, |
|
d2 = 6- 25=150 |
Общее тяговое усилие Р на штоке-рейке определяется по суммар ному крутящему моменту Мкр, обеспечивающему поворот стола, кото рый определяется как
^ИР = МТр-|-Л1ШІ 1
где Мтр— момент сил сопротивления от трения в опорах стола.
Л4тр=ц-G-Rrp |
(G = 3000 |
кГ |
(29 |
400 |
н ) —вес |
стола, ц = 0,2— ко |
|
эффициент трения, |
( Я тр = 300 |
мм— радиус трения); |
Мтр = |
0,2-300 • 0,3 = |
|||
= 180 кГ. м. (1764 н. м), |
|
стола |
со |
всей оснасткой |
и заготовка |
||
Мѵш — момент |
сил инерции |
||||||
ми (динамический момент). |
|
|
|
|
|
|
М.,н= / ■— = / - е > dt
где / — момент |
инерции |
|
стола со |
всей |
оснасткой н заготовками, |
|||
и — угловая скорость, |
|
|
|
|
|
|
||
t — время разгона стола, |
|
|
|
|
|
|||
со |
|
|
|
|
|
|
|
|
е = —----- угловое ускорение поворота. |
|
|
||||||
Угловая скорость со |
|
при |
установившемся |
движении |
равна: |
|||
|
со = |
Ѵ2 |
11,5 |
0,5 |
сек~'- |
|
||
|
|
|
0,375-60 |
|
||||
|
2з |
|
|
|
||||
Определяем |
угловое |
ускорение е |
при |
времени |
разгона стола |
|||
і = 0,15 сек.: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
е = |
= |
3,3 |
сек- 2. |
|
|
|
|
|
|
0,15 |
|
|
|
|
117
Так как общий момент инерции является суммарной величиной мо
ментов инерции |
всех |
элементов |
стола, то примем его равным |
100 кГ. м. сек2, т.е. |
|
|
|
|
/ = |
Д— = |
100 кГ - м -сек2, |
где піі — масса і |
—/?ц• *9 |
|
|
элементов стола, |
|
Г{ — радиус инерции і элементов стола. Следовательно, динамический момент сил инерции
Л1ІІП= 100-3,3 = 330 кГ-м,
а суммарный крутящий момент стола
Мир—МХр + Лі]Ш—180 + 330 = 510 кГ -м.
С другой стороны, крутящий момент M!tp. определяется из выра жения
Мкр.= Р . ^ ± .
|
л? |
|
Из этого выражния |
находим общее |
тяговое цсилие Р на штоке- |
рейке: |
|
|
Р = МКр ^ — = 5 1 0 - ° ’07із--------~ |
2275 кГ (22295н) . |
|
гг гг |
0,045-0,375 |
|
Диаметр цилиндра d определяется из выражения:
где площадь поршня f при давлении масла в гидроцилиндре q = 20 кГ / cm2 (1961320 н/м2)
/ = __ = 113 см2, |
|
|
113 |
120 мм. |
||
Р |
|
|
у |
я |
|
|
Производительность гидронасоса |
Q |
определяется |
из выражения: |
|||
Q = / . 17= 0,1 -113 -7 = 80 л!мин. |
|
|
||||
Потребная мощность N гидронасоса |
определяется |
по расходу Q |
||||
и давлению о: |
е • Q |
20 |
-80 |
|
|
|
УѴ= |
= 3,2 |
кет., |
|
|||
612 -ц |
612 |
-0,8 |
|
|||
|
|
|
|
где ц — КПД (т| = 0,8).
Диаметр нагнетательного трубопровода dTV. при скорости потока Ѵ=4 м/сек.
с1тр = 4,6 - 5 - = 4,6 |^ //Г§ ® _ ^2 0 м м .
118
2. ОТДЕЛЬНЫЕ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ИНДЕКСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
а) |
И н д е к с и р у ю щ и й м е х а н и з м с г н д р а в л н ч е с к и м п о- |
||
в о р о т о м |
у з л а |
и в ы в о д о м ф и к с а т о р о в |
(рис. 44). |
Под действием своей пружины фиксатор 6 скосом прижимает выс |
|||
туп 5 поворотного |
узла 4 ко второму фиксатору |
3, фиксируя тем са |
мым требуемое положение узла. Для осуществления поворота и деле ния включается соленоид 15, который перемещает плунжер золотника 14 в крайнее правое положение. При этом поток масла от насоса Н че рез нагнетательный трубопровод 13 поступает в трубопровод 17 и да лее в правую полость гидроцилиндра 12; трубопровод 16 соединяется со сливом масла в бак Б.
Рсс. 44. Гидромеханизм поворота узла и вывода фиксатора
Давление масла в левой полости цилиндра 12 перемещает пор шень 11 влево, а вместе с ним и шток-рейку 10. При этом поворачи вается реечная шестерня 7, которая через систему рычагов Р выводит фиксатор 6 из гнезда поворотного узла 4. Когда поршень 11 достига ет крайнего левого положения, т.е., когда фиксатор 6 полностью выве ден из гнезда, поток масла через трубопровод 21 направляется в гид роцилиндр 19 и отводит влево фиксатор 3. В конце хода фиксатора 3 масло получает доступ к гидродвигателю 1, который через реечную пе редачу 2 осуществляет поворот блока или стола 4.
В конце поворота блока или стола выступ 8, закрепленный на них, воздействует на путевой переключатель 9; при этом соленоид 15 обес точивается, а соленоид 18 включается в электрическую сеть и переме
щает плунжер золотника 14 в крайнее |
левое положение. |
Вследствие |
|||
этого |
трубопровод 17 |
соединяется |
со |
сливом в бак Б, а трубопровод |
|
16— с |
нагнетательной |
трубой 13. |
Фиксатор 3 возвращается вправо, |
||
в рабочее положение, |
давлением |
масла в левой полости |
гидроцилин- |
119