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:
где Fпл – площадь поршня цилиндра, обслуживаемого данным клапаном;
uпл – скорость поршня;
uк – скорость движения жидкости через клапан.
При давлениях жидкости р=20-32Мпа uк для клапанов выбирают до 20-30 м/c.
$IMAGE6$
Тогда диаметр условного прохода и диаметр клапана:
$IMAGE7$
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:
$IMAGE8$
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:
$IMAGE9$
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:
$IMAGE10$ $IMAGE11$ $IMAGE12$
где $IMAGE13$ и $IMAGE14$- соответственно паспортное и заданное значения толкающего номинального усилия на штоке;
$IMAGE15$ и $IMAGE16$- соответственно паспортное и заданное значения максимального хода штока гидроцилиндра;
$IMAGE17$ и $IMAGE18$-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; $IMAGE19$=6 мм; $IMAGE20$=7400 Н; $IMAGE21$=1,5 $IMAGE22$; $IMAGE23$=0,95; m=1,88 кг при номинальном давлении $IMAGE24$ $IMAGE25$.
$IMAGE26$=7400 Н> $IMAGE27$=2512Н;
$IMAGE28$ =1,5 $IMAGE29$> $IMAGE30$=0,1 $IMAGE22$;
$IMAGE32$=6 мм> $IMAGE33$=4 мм.
Для выбранного типоразмера гидроцилиндра определяем расчётные значения необходимого перепада давления и объёмного расхода жидкости $IMAGE34$ на входе в гидроцилиндр и $IMAGE35$- на выходе.
Эффективные площади поршня:
$IMAGE36$;
$IMAGE37$.
Необходимый перепад давления:
$IMAGE38$.
Т.к. закрытие и открытие клапана должно проходить в минимальное короткое время, то учитывая минимальное время срабатывания дросселирующего распределителя 0,04с необходимая заданная скорость
uз=4/0,04=0,1м/с.
Расход жидкости:
$IMAGE39$;
$IMAGE40$.
где $IMAGE41$- необходимый перепад давления, $IMAGE42$;
$IMAGE43$- давление в нагнетательной полости гидроцилиндра, $IMAGE42$;
$IMAGE45$- давление в сливной полости гидроцилиндра, $IMAGE42$ (при выборе гидроцилиндра предполагается, что $IMAGE47$);
$IMAGE48$- диаметр поршня гидроцилиндра, м;
$IMAGE49$- диаметр штока гидроцилиндра, м;
$IMAGE50$- механический КПД гидроцилиндра;
$IMAGE51$ и $IMAGE35$- соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе) гидроцилиндра, $IMAGE53$.
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
$IMAGE54$
где Q- расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе, $IMAGE55$
[u]- допускаемая скорость движения жидкости, $IMAGE56$
$IMAGE57$- 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 ([u]=3м/c).
$IMAGE58$.
Из справочной литературы [1] выбираем внутренний диаметр бесшовной холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр трубы $IMAGE59$ был равен расчётному значению $IMAGE57$ или больше него, т.е.
$IMAGE61$
Принимаем бесшовные холоднодеформируемые трубы на нагнетательном и сливном трубопроводе:
труба $IMAGE62$ имеющая наружный диаметр 16 мм, толщину стенки 2 мм и внутренний диаметр $IMAGE63$мм.
Определяем действительную скорость движения жидкости в нагнетательном и сливном трубопроводах:
$IMAGE64$
$IMAGE65$
где Q- объёмный расход жидкости в трубопроводе, $IMAGE66$
Потеря давления при движении жидкости по нагнетательному трубопроводу (участок АБ) и сливному трубопроводу (участок ВГ) определяется:
$IMAGE67$ $IMAGE68$
$IMAGE69$,
где $IMAGE70$- потеря давления, $IMAGE68$ $IMAGE72$- коэффициент сопротивления;
$IMAGE73$- плотность рабочей жидкости, $IMAGE74$; $IMAGE75$ - длина участка трубопровода, $IMAGE76$ $IMAGE77$ - внутренний диаметр выбранной трубы, $IMAGE76$ $IMAGE79$ - действительная скорость движения жидкости по участку трубопровода, $IMAGE80$
Коэффициент сопротивления
$IMAGE81$ $IMAGE74$;
$IMAGE83$ $IMAGE74$,
где $IMAGE85$ - число Рейнольдса.
Число (критерий) Рейнольдса
$IMAGE86$;
$IMAGE87$
где $IMAGE88$ - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости (масло И-20А), $IMAGE89$.
2.4 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ
Гидравлическая аппаратура выбирается из справочника при соблюдении следующих условий:
$IMAGE90$
где $IMAGE91$ и $IMAGE92$ - соответственно номинальное паспортное давление гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе привода;
$IMAGE93$ и $IMAGE94$ -