Курсовая работа - Расчет гидравлического привода технологических машин - файл n2.docx

Курсовая работа - Расчет гидравлического привода технологических машин
скачать (859.6 kb.)
Доступные файлы (7):
n1.cdw
n2.docx824kb.25.02.2011 18:39скачать
n3.cdw
n4.cdw
n5.cdw
n6.cdw
n7.cdw

n2.docx

Министерство образования РФ

Белгородский Государственный Технологический Университет им. В. Г. Шухова

Кафедра Технологии Машиностроения

Курсовая работа

По дисциплине: гидравлический привод

На тему: «Расчет гидравлического привода технологических машин»

Вариант 20

Выполнил: студент группы ТМк-41 Степанов С.

Проверил: проф. Бондаренко В. Н.

г. Белгород 2010 г.

Содержание

Раздел I: Расчет гидропривода………………………………………………………………………………………………………………………..




1.1 Анализ работы…………………………………………………………………………………………………………………………………………………..




1.2 Предварительный расчет гидросистемы……………………………………………………………………………………………




1.3. Уточненный расчет гидропривода…………………………………………………………………………………………………………




1.3.1 Выбор насоса…………………………………………………………………………………………………………………………………………………..




1.3.2 Выбор гидроцилиндра…………………………………………………………………………………………………………………………………




1.3.3 Расчет трубопровода………………………………………………………………………………………………………………………………..




1.3.4 Расчет потерь давления…………………………………………………………………………………………………………………………




1.3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия………………………………………………….




1.3.6 Расчет золотникового гидрораспределителя……………………………………………………………………………..




1.3.7 Описание конструкции маслоохладителя…………………………………………………………………….…………………




Раздел II: Исследование устойчивости гидрокопировальной системы……………………………………..




Раздел III: Изучение пневмосистемы…………………………………………………………………………………………………………….




Список литературы……………………………………………………………………………………………………………………………………………...




Введение

Гидропривод представляет собой эффективное средство автоматизации технологических машин. Применение гидропривода в станках, роботах, прессах позволяет упростить кинематику, снизить металлоемкость, повысить их точность, надежность и уровень автоматизации. С помощью гидропривода осуществляются поступательные, вращательные, поворотные движения исполнительных органов, реализация рабочих перемещений зажима, переключение, выдержка времени, фиксация и т.п.

Применение средств гидроавтоматики в гидроприводах связано с устранением устройств-преобразователей энергии, которые снижают надежность системы. Прессы-автоматы с гидравлической аппаратурой управления имеют высокую надежность и производительность. В гибких производственных системах с высокой степенью автоматизации цикла гидроприводом реализуется множество различных движений, включая адаптивное управление, контроль и оптимизацию процессов.

Применение гидропривода обусловлено его общепризнанными достоинствами которые, однако, могут быть реализованы лишь при правильном проектировании и эксплуатации гидрофицированных машин. Недостатки гидропривода, заключающиеся в утечках, потерях на трение, снижающих КПД и вызывающих разогрев рабочей жидкости, сводятся к минимуму с применением унифицированных, хорошо отработанных узлов, знанием их конструкции, расчета и основ эксплуатации.

В настоящей курсовой работе будет производится расчет гидравлического привода, будут изучены особенности работы гидравлических систем, а также будет произведен расчет их устойчивости.
РАЗДЕЛ I: Расчет гидравлического привода

Задание на курсовую работу

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\1.bmp



п/п



Схемы

ГА

СЗ

?б, м

?бо, м


?рп1, м/мин

?рп2, м/мин


Р1, кгс

Р2, кгс

Py, кгс

m, кг

t, с

l, м

f1

f2

D, мм

H, м

?, сСт

20

39а

КП

4

МО

8

13

3

1500

0,5Р1

800

0,1

5

0,08

0,16

90

0,9

45

1.1 Анализ работы

В данном гидроприводе используется одна скорость для подачи. Скорость рабочей подачи регулируется дросселем. Переключение этапов цикла осуществляется распределителями №1 и №2 под действием электромагнитов. Работа электромагнитов распределителей представлена в таблице №1

Таблица №1

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\таблица положения золотников.bmp

Уравнения протекания жидкости

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\циклы.jpg

1.2. Предварительный расчет гидросистемы

Выбор диаметра штока



Q=Qн+Q1;

Qн=Vб(F-F1)=VбоF1;

VбF- VбF1= VбоF1;

VбF= F1(Vб+Vбо);

Отсюда диаметр штока:

Расчет рабочего давления



рис.1. Расчетная схема

Уравнения равновесия:

1) Рдврезтцтн - для рабочего хода;

2) Рритцтн для разгона.

1) Рабочий ход:

Сила резания:

Ррез=15 кН,

Сила трения в гидроцилиндре равна:

Рт1=amfmG= amfmG=0,15.0,08.8000=100 Н,

где G - приведенный вес перемещаемого рабочего органа (с приспособлением, деталью и т.д.) с учетом сил резания; fm - коэффициент трения, fто = 0,3 - для состояния покоя и fmo = 0,08 - для скоростей более 0,2 м/с; аm = 0,12 ...0, 15 - поправочный коэффициент.

Сила трения в направляющей зависит от ее формы, принимаем форму направляющей типа ласточкин хвост:

Тн=Nf=f(G+Py)=0,1(8000+7500)=1550 Н

Сумма сил при рабочем ходе:

Рдв=15 кН+0,1 кН+1,5кН=16,6 кН.

2) Разгон:

Сила инерции:

Сила трения в гидроцилиндре равна:

Рт1=amfmG= amf2G=0,15.0,16.8000=200 Н,

где т - ориентировочные значения перемещения масс; ?xx - максимальная скорость холостого хода, м/с; t - время разгона (торможения), t = 0,01...0,5 с.

Сила трения в направляющей:

Тн=Nf=f(G+Py)=0,2(8000+7500)=3100 Н

Сумма сил при разгоне:

Рр=600 Н+200 Н+3,1кН=3,9 кН.

Определим рабочее давление:

Для рабочего хода:

Для быстрого подвода:

Наибольшее давление оказалось рр для рабочего хода. С учетом противодавления принимаем рабочее давление:

pp=5 МПа

Выбор рабочей жидкости

Рабочая жидкость, являясь носителем энергии, выполняет также функции теплоносителя, смазочной и промывочной среды, консерватора. В стайках и роботах рабочие жидкости находятся под давлением до 6,3 МПа, в прессах - 14,0 МПа и более. Для обеспечения срока службы жидкости не менее 1000...3000 ч при тонкости фильтрации менее 25 мкм температура масла не должна превышать 60°С. В связи с указанными условиями работы жидкостей к ним предъявляются высокие требования.

В подавляющем большинстве гидросистем станков, роботов и прессов в качестве рабочей жидкости используют минеральные масла. В прессах иногда применяется водомасляная эмульсия (10...15% масла). При выборе жидкости учитываются условия эксплуатации и её свойства: вязкость, сжимаемость, удельная теплопроводность и теплоемкость.

Основным критерием, определяющим возможность применения жидкости в качестве рабочей, является соответствие вязкости давлению и температуре эксплуатации гидропривода. В соответствие с указанной в задании вязкостью рабочей жидкости выбираем минеральное масло ИГП-49:

Обозначение

Класс вязкости по 7803448

ГОСТ или ТУ

Вязкость кинематическая ?, мм2

Плотность ?, кг/м3

ИГП-49

100

--

47…51

895

Выбор типоразмера насоса

По известным нагрузкам и скоростям определяется подача насосом жидкости





по полученному значению qр выбираем типоразмер насоса НПл 25/6,3.

Мощность на валу насоса:


1.3 Уточненный расчет гидропривода

1.3.1 Выбор насоса


Насос выбирается по рp=5 МПа и Qн=12,6 л/мин.

Этим значениям соответствует насос типа НПл 25/6,3


Рабочий объем …………………………………………………………………………………………………………………………………………………….16 см3

Номинальная подача…………………………………………………………………………………………………………………………………………21 л/мин

Давление на выходе из насоса:

номинальное………………………………………………………………………………………………………………………………………..…….…6,3 МПа

Частота вращения:

номинальная…………………………………………………………………………………………………………………………………….………….1500 об/мин

максимальная………………………………………………………………………………………………………………………….…………………1800 об/мин

минимальная………………………………………………………………………………………………………………………………..…………….1200 об/мин

Мощность:

номинальная………………………………………………………………………………………………………………….……………………….….2,8 кВт

КПД при номинальном режиме работы, не менее:

объемный…………………………………………………………………………………………………………………………………….……….……..0,81

полный…………………………………………………………………………………………………………………………………………….…….……..0,7

Масса, не более………………………………………………………………………………………………………………………..……………….…….9,7 кг

Ресурс при номинальном режиме работы, ч ………………………………………………………………………..……..……4000

Предельное значение среднего уровня звука, дБА, при номинальном режиме работы ……………………………………………..…………………………………………………………………………………………………………………………..……..…74

Номинальная тонкость фильтрации масла не грубее…………………………………………………..……………25 мкм

1.3.2 Выбор гидроцилиндра

Гидроцилиндр выбирается по наружному диаметру цилиндра D=90 мм и ходу поршня Н=900 мм.

Этим параметрам удовлетворяет цилиндр типа 722-90х70х900 по ОСТ2 Г25-1 - 86

Давление:

номинальное……………………………………………………………………………………………………………………………….…………….……..6,3МПа

максимальное…………………………………………………………………………………………………………………………………..…….………9,5 МПа

страгивания, не более…………………………………………………………………………………………………………………..…………0,25 МПа

Холостой ход, не более…………………………………………………………………………………………………………………..………………..0,2 МПа

Номинальное усилие:

толкающее……………………………………………………………………………………………………………………………………………….…….48,5 кН

тянущее…………………………………………………………………………………………………………………………………….…………..……….36,5 кН

Скорость перемещения:

максимальная…………………………………………………………………………………………………….………………………………………….42 м/мин

минимальная………………………………………………………………………………………………………..……………………………….………..0,05 м/мин

Масса……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….……...…54 кг

Расчетные соотношения для сил трения в гидроцилиндре учитывают тип уплотнения и особенности работы. Для нашего случая выбираем уплотнение поршня чугунными кольцами.

При уплотнении поршня чугунными кольцами (рис. 4,а) по ОСТ 2А54-1-72 сила трения покоя определяется по формуле:

Рmк=fmо?Db(ipk+p),

где fmo = 0, 15 - коэффициент трения покоя; D - диаметр уплотняемой поверхности гидроцилиндра; b - ширина колец; i - число колец, рекомендуется для D = 40…150 мм i = 2...4; р - давление в рабочей полости цилиндра; рк - контактное давление колец на гильзу цилиндра.

Рmк=0,15* ?*90*4(3*1+3,1)=1 МПа,

1.3.3 Расчет трубопроводов

Внутренний диаметр трубопровода рассчитывают по формуле



Q подача жидкости по трубопроводу, л/мин;

vм скорость потока рабочей жидкости, м/c;

Скорость vм выбирается по таблице, в зависимости от давления: vм=2 м/с.

Внутренний диаметр трубопровода:

Из нормального ряда принимаем d=12,5 мм.

Толщина стенки тонкостенной трубы:



р - максимальное давление в трубе;

dм - внутренний диаметр стандартного трубопровода;

=70 МН/м2 предел прочности на растяжение материала трубы для латунных труб;

- коэффициент безопасности;

Толщина стенки:



1.3.4 Расчет потерь давления

Потери зависят от числа Рейнольдса (Re) , которое определяется по следующей формуле:

, где

Q- подача жидкости по трубе, л/мин

dm- внутренний диаметр трубы, мм

- кинематическая вязкость, мм2

Т.к. число Рейнольдса Re = 490< 2300, то движение жидкости происходит в ламинарном режиме.

Потери по длине трубопровода при ламинарном потоке:



Выбор гидроаппаратуры

Наименование

Обозначение

Клапан давления КП1

МКПВ-10/6,3Т4Р24УХЛ

Клапан давления КП2

Г54-32М6 ТУ2-053-1628-83

Дроссель Др

ПГ77-12 ТУ27-20-2205-78

Фильтр Ф

Ф10 16-10/6,3

Манометр МН

МТП-100/2-ВУ ГОСТ8625-77

Маслоохладитель МО

Г44-23 ТУ2-053-1292-77

Гидроцилиндр ГЦ

722-90х70х900 по ОСТ2 Г25-1 - 86

Распределитель Р1

ВЕ10.44.Г24Н.УХЛ ТУ2-5023622-02-99

Распределитель Р2

ВЕ10.573.ОФ.Г24Н.УХЛ4 ТУ2-5023622-02-99

Обратный клапан ОК1, ОК2, ОК3

КОМ 10/3


Расчет потерь давления в гидроаппаратуре




Наименование

Обозначение

рап, МПа

Клапан давления КП1

МКПВ-10/6,3Т4Р24УХЛ

0,5

Клапан давления КП2

Г54-32М6 ТУ2-053-1628-83

0,2

Дроссель Др

ПГ77-12 ТУ27-20-2205-78

0,3

Фильтр Ф

Ф10 16-10/6,3

0,1

Манометр М

МТП-100/2-ВУ ГОСТ8625-77

0,1

Маслоохладитель МО

Г44-23 ТУ2-053-1292-77

0,1

Распределитель Р1

ВЕ10.44.Г24Н.УХЛ ТУ2-5023622-02-99

0,35

Распределитель Р2

ВЕ10.573.ОФ.Г24Н.УХЛ4 ТУ2-5023622-02-99

0,35

Обратный клапан ОК1, ОК2, ОК3

КОМ 10/3

0,1*3=0,3

Общие потери давления в аппаратуре: рап=2,3 МПа.

Потери давления в гидросистеме будут складываться из:

1. Потерь давления в трубопроводе.

2. Потерь давления в гидроцилиндре.

3. Местных потерь.

Значит, р=рц+рl+рап=1+0,1+2,3=3,4 МПа.

Давление насоса выбрано достаточным р =6,3 МПа.



рис.2. График распределения давлений в гидроприводе для рабочей подачи.

1.3.5 Расчет предохранительного клапана непрямого действия

В предохранительном клапане непрямого действия усилие пружины шарикового клапана



где d1 - диаметр отверстия под шариком, рекомендуется d1 ? 4 мм.



Давление настройки шарикового клапана, при работе аппарата в режиме переливного клапана,

рклн-?рнк,

где рн - максимальное давление насоса; ?рнк - потери в шариковом клапане и демпферном отверстии (диаметром dд ? 0,25d1), рекомендуется ?рнк ? 0,2 МПа при ?м,? 5 м/с.

ркл=6,3-0,3=6 МПа

Величина подъема клапана:



Тогда жесткость пружины:



Диаметр поршенька dn выбирают в 2 раза больше диаметра основного клапана d0 ? 16 мм). Максимальное усилие пружины поршенька



Предохранительные клапаны непрямого действия МКПВ РУП «Гомельский завод «Гидропривод» (Беларусь) и ОАО «Гидравлик» (г. Грязи Липецкой обл.) для резьбового или стыкового монтажа (рис. 5.46, а) состоят из следующих основных деталей и узлов: корпуса 1; клапана 8, размещенного в гильзе 10; пружины 9 и вспомогательного клапана 3, а в исполнении с электроуправлением они дополнительно комплектуются пилотом, устанавливаемым на клапане 3.

Масло из напорной линии подводится к отверстию Р корпуса и отводится в сливную линию через отверстие Т. Отверстие Р через малое отверстие 11 в клапане 8 соединено с надклапанной полостью 2, откуда масло через клапан 3 может поступать в отверстие Т по каналу 7. Если давление в гидросистеме не превышает давления настройки клапана 3 (регулируется винтом б, сжимающим пружину 5), последний закрыт, давления в торцовых полостях клапана 8 одинаковы и он прижат пружиной 9 к конусному седлу гильзы 10, разъединял отверстия Р и Т. Когда сила от давления масла на конус 4 вспомогательного клапана превышает силу его пружины, конус отходит от седла и масло в небольшом количестве из отверстия Р через малое отверстие 11, вспомогательный клапан и канал 7 проходит в отверстие Г.

Из-за потери давления в отверстии 11 давление в надклапанной полости 2 уменьшается и клапан силой давления в отверстии Р поднимается вверх, сжимая пружину 9 и соединяя отверстия Р и Т. Перемещение клапана вверх происходит до тех пор, пока сила давления в отверстии Р не уравновесит силу давления в полости 2 и силу пружины 9, после чего давление в отверстии Р (в напорной линии гидросистемы) автоматически поддерживается постоянным в широком диапазоне расходов масла через клапан.

Если отверстие X соединить с линией слива, давление в полости 2 упадет и клапан 8 под действием небольшого давления (~ 0,3 МПа) в отверстии Р поднимется, сжимая сравнительно слабую пружину 9 и соединяя отверстия Р и Г (режим разгрузки). В аппаратах с электроуправлением разгрузка осуществляется при выключенном (нормально открытое исполнение) или включенном (нормально закрытое исполнение) электромагните пилота. При необходимости разделения слива потока управления от основного слива в канал 7 устанавливается заглушка (винт М5), а в отверстие У - штуцер с резьбой К1/8’’.

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\p0215.bmp

рис.3. Конструкция предохранительного клапана непрямого действия МКПВ.

1.3.6 Расчет золотниковых гидрораспределителей

Достоинством золотниковых распределителей является их компактность и разгруженность от осевых сил давления жидкости. Для расчета распределителя, помимо сведений о конструктивной схеме, количестве позиций и числе гидролиний, необходимо в качестве исходных данных располагать давлением в напорной линии Рн или давлением (потери давления) нагрузки ?рн, давлением в сливной линии рс, максимальным расходом через распределитель Qp, потерями давления на щелях золотника ?р3, способом управления. На основании сведений о давлениях в гидросистеме проверяется соотношение



Можно ориентироваться на максимальные потери на щели ?рз = 0,1...0,125 МПа. Такие потери соответствуют скоростям потока жидкости в каналах корпуса золотника, равным 10 м/с, что в 2...2,5 раза выше скорости течения жидкости в подводящих трубопроводах.

По значению ?р3 определяется максимальная площадь открытия золотника



Где ? = 0,61...0,65 - коэффициент расхода на кромке золотника.

Площади каналов и проходных сечений золотника должны быть не менее

0,75fm=0,75*0,0001=84*10-6 м2

где fm - площадь отверстия подводящей трубы.

Диаметр золотника:



После округления dз, до стандартного значения dзс вычисляем открытие золотника:



С учетом перекрытия ?х = 3...6 мм ход золотника, обеспечивающий требуемый расход,

хз = х+?х=2+3=5мм.

Окончательно ход золотника определяется с учетом механизма фиксации при ручном ходе. На практике ход золотника составляет 3...28 мм.

Ширина поясков плунжера:



где n - число поясков плунжера.

Длина штока lшз, золотника выбирается из соотношения:

lшз=10 мм.

Диаметр расточки в корпусе

D?2dзс=30 мм.

а её ширина

b = dm+(3...5)=12+3=15 мм,

где dm -диаметр отверстия подводящего канала.

При расчете усилия управления распределителем следует, помимо сил инерции и трения, учитывать действие гидродинамической силы, направленной в сторону, противоположную скорости дросселируемого потока жидкости, и стремящейся возвратить распределитель в исходное положение. С достаточной для практических целей точностью гидродинамическую силу можно определить уравнением:



где ? = 0,61...0,65 - коэффициент расхода для золотника с прямоугольными острыми кромками; ? = 69° - угол, образованный осью золотника и направлением потока жидкости через щель; х - осевое перемещение плунжера, мм; dзс - диаметр плунжера, мм; P1, P2 - давление на входе и выходе щели соответственно.

При расчете инерционной силы учитывается масса объема рабочей жидкости в напорном и сливном трубопроводах управления



где l - длина трубопроводов на участках управления; fm - проходное сечение трубопроводов.

Гидрораспределители B1O, 1P10 и 2Р10 ОАО «Гидроаппарат» (г. Ульяновск) (рис.4) имеют чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы Р, ТА, ТВ, А и В (каналы ТА и ТВ объединены в корпусе) и с малым диаметральным зазором (~ 0,01...0,02 мм) установлен золотник 2 диаметром 16 мм, изготовленный из высококачественной конструкционной стали с поверхностной закалкой до HRC 50...60. Торцовые втулки 5, удерживаемые в корпусе стопорными пружинными кольцами, служат в качестве направляющих для толкателей 3, шарнирно связанных с золотником 2, а также для размещения пружин 4, упорных шайб и уплотнений. В трехпозиционных аппаратах на боковых торцовых поверхностях корпуса закреплены два толкающих электромагнита б постоянного или переменного тока.

При отключенных электромагнитах пружины 4 устанавливают золотник в среднюю (нейтральную) позицию. При включении электромагнита, например правого, его якорь через толкатель воздействует на золотник 2, перемещая последний в левую позицию и сжимая левую пружину 4. После отключения электромагнита золотник пружиной возвращается в нейтральную позицию. Предусмотрена возможность ручного (наладочного) перемещения золотника с помощью кнопок 7, расположенных в кожухах электромагнитов.

Двухпозиционные распределители могут быть с одним электромагнитом и пружинным возвратом (на место второго электромагнита устанавливается крышка) или с двумя электромагнитами без фиксации (исполнение О) или с фиксацией золотника в двух положениях (исполнение ОФ). В последнем случае после срабатывания распределителя соответствующий электромагнит может отключаться.

У распределителей с одним электромагнитом последний расположен со стороны линии А; исключение составляют лишь схемы 573Е и 574Е. В трехлинейных распределителях исполнений 573 и 573Е по гидросхеме отверстие Т используется для отвода утечек (линии А и Б этим отверстием не соединяются); в исполнениях О и ОФ пружины 4 отсутствуют. Для некоторого ограничения времени срабатывания в отверстие Р могут устанавливаться демпферы с диаметром отверстий 0,8; 1; 1,1; 1,2; 1,5 или 3 мм. Существуют различные варианты электрического подключения электромагнитов, однако наиболее распространены штепсельные разъемы ISO 4400:1994 (DIN 43650), которые можно разворачивать в четырех различных направлениях. Для уплотнения стыковой плоскости используются кольца 013-016-19-2-2 по ГОСТ 9833-73.

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\p0188.bmp

рис.4. Конструкция гидрораспределителя с присоединительным размером 10 мм.

1.3.7 Описание конструкции маслоохладителя

Воздушные теплообменники Г44-2 ОАО «Гидравлик» (г. Грязи Липецкой обл.) состоят из одного или нескольких масляных радиаторов 1, предохранительного клапана 2, электродвигателя 3 и вентилятора 4, собранных в металлическом каркасе. Предохранительный клапан защищает радиатор от перегрузки, перепуская часть масла в обход радиатора при перепаде давлений > 0,2 МПа, однако при пульсирующем потоке масла теплообменники имеют пониженную надежность. Направление потока воздуха показано стрелками.c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\p0445.bmp


рис.5. Конструкция, размеры и основные параметры воздушных теплообменников Г44-2.


РАЗДЕЛ 2: Исследование устойчивости

гидрокопировальной системы

Задание:

п/п

М,кг

P, МПа

F.10-3, м2

µl.10-2

?o.10- 4, м

?V.10-13, м5Н-1

Kn

?, кг.м -3

4

50

4,0

7,0

8,0

2,0

2,0

2,0

950

Анализ устойчивости гидрокопировальной системы будет производится на ЭВМ. Для этого в соответствующие программы вводим параметры заданной системы.

рис.6. Анализ устойчивости по критерию Михайлова:c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\михайлов.bmp

По критерию Михайлова система не является устойчивой, так как характеристическая кривая описывает квадранты системы координат не последовательно.
рис.7. Анализ устойчивости по критерию Найквиста:

c:\documents and settings\gor\рабочий стол\гидропривод кр\найквист.bmp
д

По критерию Найквиста система также не устойчива, так как амплитудно-фазовая характеристика охватывает точку (-1; j0).

РАЗДЕЛ 3: Изучение пневмосистем

СХЕМА УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЧЕСКОЙ РУКОЙ ШТАМПОВОЧНОГО СТАНКА

При подъеме ползуна станка после штампования включается электрический конечный выключатель, который включает электромагнит распределителя 1 (рис. 180). Шток пневмоцилиндра 7 выдвигается, и заготовка захватывается клещами. Одновременно от распределителя 1 воздух направляется в цепи управления распределителей 2(1) и 2(2), управляющих цилиндрами 5 и 6 вывода и подъема заготовки. Сжатый воздух проходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(2) и 4(3) в емкости 3(1) и 3(2). Наполнение емкостей до давления, необходимого для переключения распределителей определяет выдержку времени в срабатывании пневмоцилиндров 5 и 6 по отношению к пневмоцилиндру 7.

После вывода и подъема заготовки из рабочей зоны срабатывает электрический конечный выключатель, обесточивающий электромагнит распределителя 1. Происходит обратный ход штока цилиндра 7, клещи разжимаются и заготовка освобождается. Цепи управления распределителей 2(1) и 2(2) сообщаются с атмосферой. Сжатый воздух из емкостей выходит через дроссели дросселей с обратным клапаном 4(1) и 4(4). При падении давления в емкостях распределители 2(1) и 2(2) усилием пружины возвращаются в исходное положение.

0130

рис.8. Схема управления и циклограмма работы механической руки штамповочного станка

Список литературы


1. Бондаренко В.Н. Расчет гидравлического привода технологических машин: Учеб. пособие. Белгород: Изд-во БелГТАСМ, 1988 - 100с.

2. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник.-2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988 - 512с.

3. Богданович Л.Б .Гидравлические приводы: Учеб. пособие для вузов. -Киев: Вища школа. Головное изд-ва, 1980. 232с.

4. Башта Т.М. Объемные гидравлические приводы / Под ред. Т.М. Башты. М.: Машиностроение, 1968. -628с

Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации