Разработка системы синхронизации положения траверсы гидравлического пресса усилием 75000тс - Цифровые устройства - Скачать бесплатно
1 АНАЛИЗ ОБЪЕКТА ПРОЕКТИРОВАНИЯ
В данной курсовой работе разработана система синхронизации положения
траверсы гидравлического пресса усилием 75000тс. Необходимость разработки
такой системы объясняется тем, что в процессе штамповки из-за
эксцентричного нагружения пресса происходит перекос траверсы относительно
нижнего штампа с заготовкой. Из-за перекосов траверсы появляется
клиновидность получаемых заготовок, т.е. ухудшаются их качественные
параметры, требуется дополнительная обработка в механическом цехе, что
ведет к повышению затрат на производство продукции. Причины возникновения
эксцентриситета нагрузки: несимметричность форм штампуемых изделий,
неравномерный нагрев заготовки, неравномерное остывание из-за специфики
формы изделия. Т.к. данные причины являются неустранимыми, то поддержание
параллельности траверсы относительно стола необходимо осуществлять с
помощью системы синхронизации.
Модернизация системы синхронизации позволит получать штампованные
заготовки высокой точности, снизится объем работ по дальнейшей обработке
деталей, снизится время обработки заготовок, повысится производительность,
а следовательно себестоимость получаемых изделий будет ниже. Т.о.
экономический эффект от использования системы синхронизации траверсы пресса
очевиден.
Имеющаяся система синхронизации на прессе основана на применении
синхронизирующих цилиндров, расположенных в нижней части траверсы. Работа
основана на принципе гидравлического слежения. При появлении перекоса
поперечины пресса, возросшее давление в одном синхронизирующем цилиндре
повышает давление в другом до выравнивания траверсы. Но в процессе
эксплуатации такой системы выявили ее малую надежность и точность. В
современных условиях требования к точности получаемых заготовок возросли,
поэтому появилась необходимость в разработке новой системы синхронизации
положения траверсы.
Рисунок 1.1 – Схема системы ограничения перекоса подвижной поперечины
пресса 750 МН
Для разработки системы синхронизации положения траверсы приведем
необходимые технические характеристики гидравлического пресса.
Пресс имеет двенадцать рабочих цилиндров с диаметром поршня 1520 мм.
Номинальное усилие – 750 МН, достигается за счет давления всех 12
цилиндров и собственного веса траверсы 5000т (50 МН).
За счет различной подачи рабочей жидкости в группы цилиндров возможен
набор усилия от 50 до 750 МН.
Пресс имеет привод от двухсекционной насосно-аккумуляторной станции
(давления 20 и 32 МПа).
Ход траверсы – 2000 мм.
Диапазон скоростей траверсы при рабочем ходе: 0,2 – 30 мм/с.
Обратный ход поперечины осуществляется специальными возвратными
цилиндрами.
Система синхронизации действует по принципу изменения усилия в рабочих
цилиндрах при перекосе траверсы посредством регулирования количества
поступающей в них жидкости. Данное регулирование можно осуществлять
различными способами. Разработка новой системы синхронизации предполагает
отказаться от синхронизирующих цилиндров, а использовать в качестве
последних четыре крайних рабочих. Эта возможность обусловлена тем, что в
крайних рабочих цилиндрах при любой ступени усилия пресса рабочее давление
32 МПа. При этом в момент появления перекоса необходимо уменьшить подачу
жидкости в крайнем гидроцилиндре и возобновит ее при исчезновении перекоса.
Достоинства такого поддержания траверсы в бесперекосном горизонтальном
положении во время рабочего хода при эксцентричном нагружении пресса в том,
что освобождается рабочее пространство в нижней части траверсы, возможно
более точное поддержание необходимого давления штамповки.
Регулировать расход в рабочих (синхронизирующих) цилиндрах можно с
помощью напорного клапана, который включает в свой состав гидроцилиндр,
перемещение поршня которого регулирует расход жидкости через клапан в
рабочий гидроцилиндр. Т.о. стоит задача проектирования системы управления
перемещением поршня цилиндра напорного клапана в зависимости от величины
перекоса поперечины пресса.
Структурная схема системы синхронизации траверсы представлена на
рисунке 1.2.
Рисунок 1.2 – Структурная схема синхронизации траверсы пресса
Регулируемым объектом является траверса пресса. В качестве
чувствительного элемента используем датчик положения. В качестве
усилительно- преобразующего устройства применим дросселирующий
распределитель. Регулирующий орган – гидроцилиндр напорного клапана.
Важный элемент алгоритма работы системы синхронизации – определение
зависимости величины расхода жидкости в рабочем цилиндре от положения
траверсы. Для этого необходимо ввести в схему контроллер, который будет
обрабатывать информацию с датчиков положения и выдавать сигналы на
установку положения золотников в соответствующих дросселирующих
распределителях. В результате управляемые клапаны будут открываться и
закрываться на необходимую величину, подавая в синхронизирующие
гидроцилиндры определенную подачу рабочей жидкости.
Расход жидкости в каждом синхронизирующем цилиндре управляется
отдельно, по два цилиндра на одну насосную установку. Это решение
обусловлено конструктивными особенностями гидравлического пресса. Насосные
установки располагаются в верхней части пресса, непосредственно вблизи
напорных клапанов, регулирующих расход в синхронизирующих цилиндрах. Таким
образом предотвращаются потери давления по длине трубопровода и в местных
гидравлических сопротивлениях. Два крайних цилиндра слева управляются от
одной насосной установки, два крайних цилиндра справа – от другой. При этом
повышается надежность эксплуатации системы синхронизации, т.к. при
аварийных ситуациях, таких как отказ в работе приводного электродвигателя,
имеется возможность с помощью второй насосной установки вернуть
гидроцилиндры в исходное положение. Т.о. отказ в работе системы ограничения
перекоса не окажет существенного влияния на функционирования всей системы.
Для повышения надежности работы системы синхронизации необходимо
предусмотреть возможные аварийные ситуации. В основном это повышение
давления при выходе из строя гидроаппаратуры. При этом необходимо
сигнализировать о повышении давления в соответствующих точках схемы и при
необходимости отключить приводной электродвигатель для предотвращения
аварийных ситуаций.
Первоочередной задачей при разработке системы синхронизации положения
траверсы пресса является расчет управляемого впускного клапана, т.к. данный
гидроаппарат не является типовым и не имеет справочных данных. После
расчета впускного клапана необходимо для него спроектировать систему
управления, рассчитать и выбрать гидроаппаратуру. Для контроля положения
траверсы выбрать датчики положения и спроектировать схему сопряжения этих
датчиков с выбранным микроконтроллером. В алгоритме работы необходимо
учесть сигналы с датчиков аварийных ситуаций.
Построение динамической модели системы синхронизации позволит получить
ее переходной процесс и оценить объект управления на устойчивость и
быстродействие.
Функциональная схема системы синхронизации приведена на рисунке 1.3.
Схема разработана в пакете AUTOCAD2000.
Рисунок 1.3 – Функциональная схема системы синхронизации положения
траверсы пресса
2 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМЫ СИНХРОНИЗАЦИИ
2.1 РАСЧЕТ ВПУСКНОГО УПРАВЛЯЕМОГО КЛАПАНА
Принципиальная схема клапана представлена на рисунке 2.1.
Рисунок 2.1 – Впускной управляемый клапан гидравлического пресса
1-5 – клапан; 6 – втулка; 7 – отверстия; 8 – уплотнения; 9 – крышка; 10 –
пружина; 11 – указатель.
Проходное сечение клапана:
[pic]
где Fпл – площадь поршня цилиндра, обслуживаемого данным клапаном;
(пл – скорость поршня;
(к – скорость движения жидкости через клапан.
При давлениях жидкости р=20-32Мпа (к для клапанов выбирают до 20-30
м/c.
[pic]
Тогда диаметр условного прохода и диаметр клапана:
[pic]
Исходя из полученного диаметра основного клапана принимаем диаметр
разгрузочного клапана d1=22м, а диаметр штока клапана соответственно d2=12
мм.
Для клапана усилие для подъема штока определяется по формуле:
[pic]
где d1 – диаметр разгрузочного клапана;
d2 – диаметр штока клапана;
Т – сила трения в манжетах;
П – усилие пружины.
Пренебрегая силами трения и усилием пружины найдем необходимое
усилие:
[pic]
Обычная величина подъема разгрузочного клапана 4мм.
2.2 ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ГИДРОЦИЛИНДРА
Для регулирования потоком жидкости в синхронизирующих цилиндрах
гидравлического пресса применен напорный клапан, для его подъема используем
гидроцилиндр исходя из следующих условий:
[pic] [pic] [pic]
где [pic] и [pic]- соответственно паспортное и заданное значения
толкающего номинального усилия на штоке;
[pic] и [pic]- соответственно паспортное и заданное значения
максимального хода штока гидроцилиндра;
[pic] и [pic]-соответственно паспортное и заданное максимальные значения
скорости движения штока.
Выбираем гидроцилиндр с односторонним расположением штока ЦРГ25Х12,
имеющий техническую характеристику:
D=25 мм; d=10 мм; [pic]=6 мм; [pic]=7400 Н; [pic]=1,5 [pic]; [pic]=0,95;
m=1,88 кг при номинальном давлении [pic][pic].
[pic]=7400 Н>[pic]=2512Н;
[pic] =1,5 [pic]>[pic]=0,1 [pic];
[pic]=6 мм>[pic]=4 мм.
Для выбранного типоразмера гидроцилиндра определяем расчётные значения
необходимого перепада давления и объёмного расхода жидкости [pic] на входе
в гидроцилиндр и [pic]- на выходе.
Эффективные площади поршня:
[pic];
[pic].
Необходимый перепад давления:
[pic].
Т.к. закрытие и открытие клапана должно проходить в минимальное короткое
время, то учитывая минимальное время срабатывания дросселирующего
распределителя 0,04с необходимая заданная скорость
(з=4/0,04=0,1м/с.
Расход жидкости:
[pic];
[pic].
где [pic]- необходимый перепад давления, [pic];
[pic]- давление в нагнетательной полости гидроцилиндра, [pic];
[pic]- давление в сливной полости гидроцилиндра, [pic] (при выборе
гидроцилиндра предполагается, что [pic]);
[pic]- диаметр поршня гидроцилиндра, м;
[pic]- диаметр штока гидроцилиндра, м;
[pic]- механический КПД гидроцилиндра;
[pic] и [pic]- соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в
нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе)
гидроцилиндра,[pic].
2.3 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТРУБОПРОВОДОВ
Гидравлический расчёт трубопроводов заключается в выборе оптимального
внутреннего диаметра трубы и в определении потерь давления по длине
трубопровода.
Расчётное значение внутреннего диаметра трубы
[pic]
где Q- расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе, [pic]
[(]- допускаемая скорость движения жидкости, [pic]
[pic]- диаметр трубы, м.
Допускаемая скорость движения жидкости в нагнетательном трубопроводе
гидропривода выбирается по нормативным данным, в зависимости от расчётного
перепада давления р на исполнительном органе привода ([(]=3м/c).
[pic].
Из справочной литературы [1] выбираем внутренний диаметр бесшовной
холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр
трубы [pic] был равен расчётному значению [pic] или больше него, т.е.
[pic]
Принимаем бесшовные холоднодеформируемые трубы на нагнетательном и
сливном трубопроводе:
труба [pic] имеющая наружный диаметр 16 мм, толщину стенки 2 мм и
внутренний диаметр [pic]мм.
Определяем действительную скорость движения жидкости в нагнетательном и
сливном трубопроводах:
[pic]
[pic]
где Q- объёмный расход жидкости в трубопроводе, [pic]
Потеря давления при движении жидкости по нагнетательному трубопроводу
(участок АБ) и сливному трубопроводу (участок ВГ) определяется:
[pic][pic]
[pic],
где [pic]- потеря давления, [pic] [pic]- коэффициент сопротивления;
[pic]- плотность рабочей жидкости, [pic]; [pic] - длина участка
трубопровода, [pic] [pic] - внутренний диаметр выбранной трубы, [pic] [pic]
- действительная скорость движения жидкости по участку трубопровода, [pic]
Коэффициент сопротивления
[pic][pic];
[pic][pic],
где [pic] - число Рейнольдса.
Число (критерий) Рейнольдса
[pic];
[pic]
где [pic] - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости (масло
И-20А), [pic].
2.4 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ
Гидравлическая аппаратура выбирается из справочника при соблюдении
следующих условий:
[pic]
где [pic] и [pic] - соответственно номинальное паспортное давление
гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе
привода;
[pic] и [pic] - соответственно номинальный паспортный объемный расход
гидроаппарата и расчетный максимальный расход на входе в исполнительный
орган привода.
Для выбранного типоразмера гидроаппарата определяется действительная
потеря давления при прохождении расчетного расхода через гидроаппарат:
[pic]
где [pic] - паспортное значение потери давления при проходе через
гидроаппарат номинального паспортного расхода;
[pic] - действительное значение расхода, проходящего через гидроаппарат.
1. Предохранительный клапан ПКПД10-20, имеющий техническую
характеристику:
номинальное давление - 20(106 [pic]>5,4(106[pic];
номинальный расход – 6,7(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];
потеря давления – 0,25(106[pic];
объемный расход утечек – 2(10-6[pic];
диаметр условного прохода – 0,01м;
масса – 4,5кг.
Потеря давления жидкости при прохождении каналов предохранительного
клапана:
[pic].
2. Дросселирующий распределитель с пропориональным электрическим
управлением РП6, имеющий техническую характеристику:
номинальное давление – [pic]([pic];
номинальный расход – [pic]>0,49(10-4[pic];
потеря давления – 1,2 (106[pic];
объемный расход утечек – 2,5(10-6[pic];
минимальное время срабатывания – 0,04с;
диаметр условного прохода – 6(10-3м;
диаметр золотника – 9(10-3м;
максимальное смещение золотника – 1(10-3м;
диаметр сопла – 0,4(10-3м;
максимальное смещение заслонки – 0,4(10-3м;
масса – 0,5кг.
Потеря давления жидкости при прохождении каналов гидрораспределителя:
[pic].
3. Двухсторонний гидравлический замок ГМ3 6/3, имеющий техническую
характеристику:
номинальное давление – [pic]([pic];
номинальный расход – [pic]>0,49(10-4[pic];
потеря давления – 0,3(106[pic];
объемный расход утечек – 0,6(10-6;
диаметр условного прохода – 0,006м;
масса – 0,8кг.
Потеря давления жидкости при прохождении каналов гидравлического замка:
[pic].
4. Фильтры, имеющие технические характеристики:
приемный фильтр ФВСМ32:
номинальный расход – 6,7(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];
потеря давления – 0,007(106[pic];
диаметр условного прохода – 0,032м;
точность фильтрации – 80мкм;
масса – 4кг.
напорный фильтр 1ФГМ32:
номинальное давление - 32(106[pic]>9,12(106[pic];
номинальный расход – 5,3(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];
потеря давления – 0,08(106[pic];
диаметр условного прохода – 0,022м;
точность фильтрации – 10мкм;
масса – 5кг.
сливной фильтр ФС25:
номинальное давление – 0,63(106[pic];
номинальный расход – 4,2(10-4[pic];
потеря давления – 0,1(106[pic];
диаметр условного прохода – 0,02м;
точность фильтрации – 25мкм;
масса – 1,9кг.
Потеря давления жидкости:
[pic];
[pic].
5. Реле давления ВГ62-11, имеющие технические характеристики:
контролируемое давление – 1..20МПа;
объемные расход утечек 0,8(10-6[pic];
масса – 2,3кг.
Суммарные потери давления при прохождении жидкости как в нагнетательном,
так и в сливном трубопроводах состоят из потерь давления по длине
трубопровода [pic] и в гидроаппаратуре [pic], установленной в
рассматриваемых трубопроводах.
Так как участки сопротивления соединяются последовательно, то суммарные
потери в нагнетательной или сливной линиях гидросистемы определяются
алгебраическим суммированием всех потерь давления в элементах трубопровода.
Суммарные потери давления в нагнетательном трубопроводе
[pic](0,002+0,0053+2(0,065+2(0,003+0,003)(106=
=0,143(106[pic].
Суммарные потери давления в сливном трубопроводе
[pic](0,0016+2(0,065+2(0,003+0,004)(106=0,142(106[pic].
2.5 ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ
Выбрать из справочника источник питания гидросистемы с
необходимыми параметрами можно только после определения расчетных
значений необходимых давления и расхода на выходе из насосной
установки.
Т.к. в качестве исполнительного органа используется гидроцилиндр
с односторонним расположением штоков, то расчетное давление на выходе
из насосной установки определяется :
[pic]0,143(106+2(5,4(106+0,142(106=11,1(106[pic].
Расчетный расход на выходе из насосной установки:
[pic],
где [pic]- расчетное значение расхода на входе в исполнительный
орган;
[pic] - суммарный расход утечек жидкости через капиллярные
щели кинематических пар гидроаппаратов, установленных в
нагнетательной линии ( внутренние утечки аппаратов );
[pic] - расход, затраченный на функционирование регуляторов
потока.
[pic]=2(0,49(10-4+2(10-6+3(0,8(10-6+2(0,6(10-6+2(2,5(10-6=
=1,09(10-4[pic].
В качестве источника питания выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым
рабочим объемом при соблюдении следующих условий:
[pic];
[pic],
где [pic] и [pic] - соответственно паспортные номинальные значения
давления и производительности ( подачи ) насоса на выходе.
Выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым рабочим
БГ 12-21М, имеющий техническую характеристику:
- номинальное давление – [pic];
- номинальная производительность –[pic];
- рабочий объем - [pic];
- частота вращения ротора – 25 об/с;
- объемный КПД – 0,75;
- механический КПД – 0,8;
- общий КПД – 0,6;
- масса – 9,5 кг.
2.6 РАСЧЁТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО ТРУБОПРОВОДА НА ПРОЧНОСТЬ
Прочностной расчет трубопровода заключается в определении толщины
стенки трубы из условий прочности. Труба рассматривается как
тонкостенная оболочка, подверженная равномерно распределенному
давлению [pic]. С достаточной для инженерной практики точностью
минимально допустимая толщина стенки определяется:
[pic] ,
где [pic] - толщина стенки трубы, м;
[pic] - расчетное давление на выходе из насосной
установки,[pic];
[pic] - внутренний паспортный диаметр трубы, м;
[pic] - допускаемое напряжение,[pic].
Для труб, выполненных из стали 20, [pic][pic].
Из справочников толщина стенки трубы выбирается так, чтобы
действительная толщина стенки трубы [pic] несколько превышала
расчетное значение [pic], т.е.[pic].
[pic]
Выбираем трубу с параметрами:
[pic]мм, [pic] мм > 0,95 мм.
2.7 ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
В качестве приводного электродвигателя обычно используется
трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором
общепромышленного применения. Электродвигатель выбираем при соблюдении
следующих условий:
[pic] ;
[pic] ,
где [pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортное и расчетное
значения активной мощности на валу ротора насоса;
[pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортные значения
частоты вращения роторов электродвигателя и насоса.
Расчетная номинальная мощность на валу ротора насоса при
дроссельном регулировании скорости
|
