АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Для анализа уравнения (2.6) удобно ввести относительные

Читайте также:
  1. FMEA –анализа
  2. I. Опровержение психоанализа
  3. I. Предпосылки структурного анализа
  4. I. Психоанализ как техника анализа ночной жизни
  5. S:Статистические методы анализа качества разработаны как
  6. V. Требования к водоснабжению и канализации
  7. V1: Анализаторы качества продовольственных товаров
  8. А в отношении технического анализа?
  9. Абсолютные и относительные координаты
  10. Абсолютные и относительные ссылки. Стандартные формулы и функции. Логические функции
  11. Абсолютные, относительные, конкурентные преимущества. Факторы конкуренции. Современные тенденции изменения конкурентоспособности. Показатели конкурентоспособности страны.
  12. Алгоритм анализа реальности достижения поставленных профессиональных целей.

величины = v /v max и = N п /(v max N c) и обозначить комплекс величин

 


(2.7)

Величина ε н называется показателем вида нагрузки, так как она представляет собой отношение максимальной кинетичес­кой энергии движущихся масс к полной работе статических внеш­них сил. Величина ε н показывает, какая из нагрузок на привод преобладает - статическая или динамическая.

В соответствии с принятыми величинами находим из выраже­ния (2.6) зависимость относительной предельной мощности от относительной предельной скорости выходного звена при­вода:

Область существования функции = Ф ( ) ограничена диапазоном 0,5< <1,0. На рис. 2.11 показана зависимость этой функции при различных значенияхε н. Как видно, при двухпозиционном движении привода имеется явно выраженный экстре­мум (минимум), что подтверждает целесообразность оптимизации величины . При каждом значении показателя ε н имеется свой минимум величины . С возрастанием величины ε н, т. е. при преобладании динамической нагрузки, экстремум становится бо­лее глубоким. Следует отметить, что снижение предельной мощности на выходном звене при прочих равных условиях позволяет умень­шить габаритные размеры, массу и стоимость двухпозиционного привода.

 
 

Аналитическое условие минимального значения функции N п= Ф(v п) находим, взяв производную по от выражения (2.8) и приравняв ее нулю:

 

 
 

 
 

Рис. 2.11. Зависимость относительной предельной мощ­ности N п на выходном звене объемного двигателя от относительной предельной скорости движения при различных значениях показателя ε н нагрузки

 

 

Решение полученного уравнения относительно величины громоздко, поэтому целесообразно применить график, связываю­щий величины ε н и . По относительно простой зависимости рассчитан и построен график =Ф( ε н), отражающий зависи­мость оптимальной относительной предельной скорости выход­ного звена от показателя ε н (рис. 2.12). Полученная графическая зависимость охватывает большой диапазон величин 0,001 £ ε н £ 10, поэтому на оси абсцисс использована логарифмическая сетка. Анализ этой зависимости позволяет сделать вывод о том, что оптимальные значения относительной предельной скорости лежат в пределах 0,5 < < 0,75. Соответственно для абсолютной величины предельной скорости имеем зону оптимальных значений

L п/ t п< <1,5 L п/ t п.

 

 

Рис. 2.12. Зависимость оптимальной но мощности привода относительной npедельной скорости v п движения выходного звена от показателя нагрузки εн

 

Анализ движения выходного звена двухпозиционного привода и оптимизация предельной скорости при перемещении исполни­тельного механизма из начальной позиции в конечную позволяют рекомендовать такой алгоритм энергетического расчета гидро- или пневмопривода.

Исходными данными служат:

- полный путь L п перемещения выходного звена,

- полное время t п перемещения,

- приведенная масса (момент инерции) т в,

-

 
 

приведенная статическая сила (мо­мент сил) Н с. По формулам определяем

 

находим значение по графику на рис. 2.12 или по формуле,

 
 

далее рассчитываем

 

 
 

 

       
   
 

Дополнительный материал:

Второй типичный вариант условий работы двухпозиционного привода можно рассмотреть на примере работы агрегатной головки авто­матической станочной линии. Упрощенная циклограмма работы гидропривода показана на рис. 2.2, в. Выделим периоды:

1) быстрое движение вперед (подвод инструмента к обрабатываемой детали) на расстояние L п за время t п при внешней нагрузке Н в;

2) медленное движение вперед (рабочая подача инструмента при обработке детали) на расстояние L п со скоростью v м при внешней нагрузке H м;

3) быстрое движение назад (отвод инструмента) на расстояние L п + L м за время t н при внешней нагрузке Н в;

4) выстой выходного звена привода и агрегатной головки в исходном положении в течение времени t в. Полное время цикла

t ц = t п+ t м + t н+ t в

 

Время t ц цикла и время t в выстоя обычно задаются. Время медленного движения вперед (рабочей подачи) выходного звена находится по заданным пути и скорости рабочей подачи агрегатной головки t м = L м/vм. Если принять одинаковым максимальный расход жидкости в первом и третьем периодах работы гидропривода, то

 
 

 
 

Время быстрого хода вперед и быстрого хода назад

 

t н = t ц - t в - t м -t п. (2.11)

 

 
 

Предельная скорость выходного звена гидропривода при быстром движении вперед

(2.12)

Нагрузка N в и предельная мощность N п на выходном звене гидропривода определяются по трем последним выражениям (2.10). Нагрузка N м на гидропривод во втором периоде рассчиты­вается по формулам, определяющим силу резания при обработке детали инструментом. При этом эффективная мощность на выходном звене N м = v м H м. Упрощенные скоростная и нагрузочная диаграммы гидропривода агрегатной головки при ходе вперед изображены на рис. 2.13.

 
 

В итоге энергетического расчета исполнительной части привода выбирают типоразмер объемного двигателя, который должен обеспечить предельную скорость v п движения выходного звена и преодолевать максимальную внешнюю нагрузку H в или H м. Расчетная формула для определения главного параметра объемного двигателя - его удельного рабочего объема q д при р ном = р н - р ат при sн = 1 и р в = р им имеет вид:

 

где р ном - номинальное давление рабочей среды; р ат - атмосфер­ное давление.

 

Движущая сила H д (момент сил) объемного двигателя в выражении (2.13) приравнивается максимальной внешней нагрузке Н в или H м. Номинальное давление р ном выбирается соответственно принятому в отрасли машиностроения, где предполагается исполь­зовать проектируемый привод. В общем для объемных приводов используют следующие значения номинальных давлении (р ном, МПа): 0,1; 0,16; 0,25; 0,4; 0,63; 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250. Наиболее употребительны такие диапазоны номинальных давлений: в пнев­моприводах промышленного применения р ном = 0,63…1 МПа, в гидроприводах технологического оборудования р ном = 6,3...12,5 МПа, в гидроприводах сельскохозяйственных машин р ном = 6,3...16 МПа, в гидроприводах летательных аппаратов р ном = 10...25 МПа, в гидроприводах дорожно-строительных и комму­нальных машин р ном = 16...32 МПа, в гидроприводах горных машин р ном = 16...50 МПа и в гидрофицированных прессах р ном = 32...50 МПа.

 

Рис. 2.13. Диаграммы привода агрегат­ной головки при ходе вперед: а - скоростная, б — нагрузочная

 

В формулу (2.13) подставляют приближенное значение механи­ческого КПД ηд.м объемного двигателя, соответствующее типу двигателя. Ориентиром могут служить экспериментальные значе­ния ηд.м, приведенные в каталогах на гидро- и пневмооборудование. Например, величина ηд.м гидроцилиндров с эластичными уплотнениями составляет 0,85...0,95, пневмоцилиндров при диа­метрах поршней 25...400 мм - 0,75...0,95, поворотных пластин­чатых гидродвигателей - 0,8...0,9, аксиально-поршневых гидро­моторов с наклонной шайбой - 0,85...0, 9.

Значения гидравлического КПД ηг.а линий и аппаратов выби­рают с учетом потерь, энергии и габаритных размеров трубопрово­дов и аппаратов. Для приводов с расчетной мощностью на выход­ном звене 0,5...5 кВт в первом приближении можно принять ηг.а = 0,75...0,9. При дальнейшем расчете эту величину коррек­тируют.

После расчета по формуле (2.13) главного параметра объемного двигателя - удельного рабочего объема q д подбирают из катало­гов на гидро- или пневмооборудование образец двигателя соответ­ствующего типоразмера. У гидро- и пневмоцилиндров объем q д равен эффективной площади поршня F д,поэтому расчетный диаметр поршня

 
 

 
 

После выбора ближайшего большего значения d д по каталогу уточняют объем

       
   
 

и определяют коэффициент соотношения эффективных площадей (для одноштокового двигателя)

 

где d ш - диаметр штока.

 
 

Длина гидро- или пневмоцилиндра должна обеспечить требуе­мый полный ход l mах выходного звена. Объем q д серийно выпускае­мого поворотного двигателя связан с максимальным рабочим объемом V д mах, максимальным углом поворота y д mах зависимостью

 

Удельный рабочий объем мембранного гидро- или пневмоци­линдра соответствует эффективной площади мембраны

 
 

где d м - диаметр защемления мембраны; d ц - диаметр жесткого центра.

Некоторые формулы, связывающие удельный рабочий объем двигателей с их параметрами, приведены выше (в параграфе 1.3).

Если требуемый типоразмер гидро- или пневмодвигателя отсутствует среди серийно выпускаемых промышленностью, то состав­ляют задание на его разработку. Основными исходными данными при этом служат удельный рабочий объем q д, предельная скорость v п движения выходного звена, максимальное перемещение L max выходного звена и требуемый ресурс работы (число циклов или часы наработки до первого отказа).

 

Пример 2.1. Определить оптимальные предельные значения скорости v п, ускорения w п и эффективной мощности N п двухпозиционного гидропривода поступательного движения, рассчитать удельный рабочий объем q д гидродви­гателя, коэффициент σд асимметрии полостей, выбрать диаметры d д поршня, d ш штока и ход L ш штока при следующих исходных данных: полный ход вперед L п = 0,4 м; требуемое время хода вперед t п = 1,6 с; приведенная масса на выход­ном звене m в = 2400 кг; внешняя статическая нагрузка H с = 7500 Н.

Пример выполняется в системе Excel

 

Решение. Находим предельные значения v п , w п и N п, по формулам (2.10), полученным в результате анализа движения выходного звена по трапецеидаль­ной тахограмме:

 

v max = 2 · 0,4: 1,6 = 0,5 м/с;

εн = 2400 · 0,52 : (2 · 7500 · 0,4) = 0,1;

v п = 0,605 (по рис. 2.12);

v п = 0,5 · 0,605 = 0,3025 м/с;

w п = 0,30252: (0,3025 · 1,6 - 0,4) = 1,089 м/с2;

H в = 2400 · 1,089 + 7500 = 10114,56 Н;

H п = 0,3025 · 10114,56 = 3059,65 Вт.

 

Определяем по формуле (2.13) значение q д, а затем d д при H д = H в, р ном = 10 МПа, ηг.а = 0,85 и ηд.м = 0,95:

 

q д = 10114,56: (107 · 0,85 · 0,95) = 12, 526·10-4 м2;

 

Выбираем одноштоковый гидроцилиндр с диаметрами d д = 40 мм, d ш = 20 мм и перемещением L ш = 400 мм. Уточняем значения главных параметров:

 

q д = 3,14 · 0,042: 4 = 12,526 · 10-4 м;

 
 

σд = 1 – (20: 40)2 = 0,57


1 | 2 | 3 | 4 |

Поиск по сайту:



Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.012 сек.)