440

Разработка гидравлического привода для металлорежущего станка

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Недостатками гидравлического привода, которые ограничивают его применение в станках, являются нестабильность работы привода из-за неизбежных температурных колебаний рабочей жидкости в процессе работы станка и более низкий КПД.

Русский

2013-01-06

508 KB

70 чел.

ВВЕДЕНИЕ

Гидравлический привод находит широкое применение в современных металлорежущих станках. Гидравлические системы сравнительно простыми средствами приводятся к автоматическому цикловому действию. По сравнению с механическим, гидравлический привод компактнее,  обеспечивает бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов станка, обладает лучшими динамическими характеристиками и позволяет осуществлять реверсирование прямолинейного движения; упрощает решение вопроса надежной смазки всех механизмов и направляющих станка, не требует специальных устройств для защиты деталей механизмов от перегрузок, позволяет легко перестраивать станок на различные структуры цикла и режимы работы.

Недостатками гидравлического привода, которые ограничивают его применение в станках, являются нестабильность работы привода из-за неизбежных температурных колебаний рабочей жидкости в процессе работы станка и более низкий КПД, обусловливаемый утечками и особенностью работы насосов постоянной подачи; невозможность точного соблюдения передаточного отношения при согласовании движений рабочих органов станка, необходимость применения устройств для очистки и охлаждения рабочей жидкости и дополнительного ухода за рабочим местом.

1 РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА

Необходимо спроектировать гидропривод с дроссельным регулированием скорости механизма подъема манипулятора.

Гидроманипулятор представляет собой механизм, который устанавливается на автомобили, тракторы, специализированный транспорт, а также стационарно. Гидроманипулятор предназначен для захвата различного рода грузов при помощи специализированных грузозахватных приспособлений (рабочих органов) с дальнейшей погрузкой (выгрузкой) этих грузов. Манипуляторы предназначены для производства погрузочно-разгрузочных работ,погрузки и разгрузки транспортного средства, на котором установлены. Они компактно складываются в транспортном положении, имеют малый вес и монтируются практически на все грузовые автомобили. Масса манипулятора, как правило, не превышает 20-25% полезной грузоподъемности базового автомобиля, что обеспечивает эффективное использование автомобиля по прямому назначению - для перевозки грузов.

Гидроманипулятор VPL-90-76 представлен на рисунке 1.

Рисунок 1 – Манипулятор VL 90-76 (расположение при погрузке вагона)

Наибольшее применение в автоматизированных электроприводах получили приводы с дросселями, установленными на входе и выходе из исполнительного механизма, которые обеспечивают стабильные механические характеристики при любых влияниях статических и инерционных нагрузок на исполнительный механизм привода. Электрогидравлический усилитель мощности или дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением реализуют регулируемые дроссельные одинаковые щели как на входе, так и на выходе исполнительного механизма привода. На выходе из насоса, а также на входе и выходе из исполнительного механизма в гидросистеме устанавливаются устройства контроля давления – манометры и реле давления ( в точках А, Б, В, Г).

Гидропривод подъема манипулятора с дроссельным регулированием изображен на рисунке 2.

Принцип работы гидропривода согласно указанной схеме заключается в следующем.  При поступлении сигнала от управляющей ЭВМ включается электродвигатель, из  бака рабочая жидкость (масло) забирается насосом (3), очищается  через фльтры (2) и (7) и подается к дроссельному распределителю(8).

В нейтральном положении золотника распределителя при работающем насосе на участке трубопровода между насосом и распределителем начинает увеличиваться давление, при этом срабатывает предохранительный клапан (4)  и жидкость сливается обратно в бак.

При смене позиции золотника  открываются проходные сечения в распределителе (8) , и жидкость начинает поступать в полость  нагнетания гидродвигателя  (поршневая полость гидроцилиндра). Из штоковой полости гидроцилиндров масло по гидролинии слива проходит через дроссельный распределитель и, очищаясь фильтром(12), попадает на слив в бак.

Скорость поступательного движения штока гидроцилиндра регулируется дросселями. При аварийной остановке штоков (например, непреодолимое усилие) давление в системе возрастает, вызывая тем самым открытие предохранительных клапанов.

1 – асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором; 2 – приемный фильтр; 3 – насос объемного типа; 4 – предохранительный клапан с пропорциональным электрическим управлением; 5 – манометр; 6 – реле давления; 7 – напорный фильтр; 8 –дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением; 9 –блок управления БУ 2110; 10 – тахогенератор; 11 – передающий механизм;12 – сливной фильтр; 13 – гидроцилиндр с односторонним расположением штока (одноштоковый).

Рисунок 2 – Функциональная схема гидропривода с дроселями, установленными на входе и выходе из исполнительного механизма, и обратной связью по скорости

2 ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА, РАСЧЁТ ВХОДНЫХ И ВЫХОДНЫХ ПАРАМЕТРОВ

Гидравлические цилиндры выбираются из каталога [3] при соблюдении следующих условий:

 

где  и - соответственно паспортное и заданное значения толкающего номинального усилия на штоке;

и - соответственно паспортное и заданное значения максимального хода штока гидроцилиндра;

и - соответственно паспортное и заданное максимальные значения скорости движения штока.

Заданные параметры:

Длина хода поршня – м;

Толкающее усилие номинальное – ;

Допустимая скорость движения –  м/с .

По заданным условиям выбираем гидроцилиндр (прил. [2]).

Принимаем гидроцилиндр типа ГЦО 80×40 со следующими параметрами:

- максимальное давление;

- номинальное давление;

- диаметр поршня;

- диаметр штока;

- номинальное толкающее усилие;

- ход поршня (штока);

- максимальная скорость движения штока;

- механический КПД;

- масса подвижных частей гидроцилиндра.

Требуемые условия соблюдены:

Полезный перепад давления при условии, что давление на выходе равно нулю ():

где - необходимый перепад давления, ;

- давление в нагнетательной (бесштоковой) полости гидроцилиндра, ;

- давление в сливной (штоковой) полости гидроцилиндра,  (при выборе гидроцилиндра предполагается, что );

- диаметр поршня гидроцилиндра, м;

- диаметр штока гидроцилиндра, м;

- механический КПД гидроцилиндра механический КПД гидроцилиндра;

и - соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе) гидроцилиндра,;

- эффективная площадь поршня в поршневой полости гидроцилиндра,.

Площадь поршневой полости:

Максимальный расход на входе:

.

Площадь штоковой полости:

.

Максимальный расход на выходе:

.

Коэффициент эффективных площадей поршня:

3 РАСЧЕТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО И СЛИВНОГО ТРУБОПРОВОДОВ

Расчетное значение внутреннего диаметра трубы:

,

где  – расчетный объемный расход на входе в трубопровод; 

– допустимая скорость движения жидкости.  

Принимаем допустимую скорость движения жидкости для нагнетательного трубопровода – 4 м/с, для сливного – 2 м/с.

Внутренний расчетный диаметр труб:

нагнетательного трубопровода и участка сливного трубопровода от исполнительного органа до реверсивного золотника –

сливного трубопровода на участке от реверсивного золотника до бака –

Принимаются трубы:

на нагнетательном трубопроводе –  труба , имеющая наружный диаметр , толщину стенки  и внутренний диаметр . На сливном трубопровод – труба имеющая наружный диаметр ,толщину стенки  и внутренний диаметр

Рассчитаем действительную скорость движения жидкости в трубопроводах

на участке АБ:

на участке ВС:

на участке СГ:

В качестве рабочей жидкости принимаем масло индустриальное  И-20А со следующими параметрами:

плотность –

коэффициент кинематической вязкости –

Потеря давления при движении жидкости по трубопроводу трассчитывается по зависимости Вейсбаха-Дарси:

где  – длина трубопровода;

– плотность жидкости, зависит от типа жидкости в трубопроводе;

– коэффициент сопротивления:

– для ламинарного режима, когда ;

– для турбулентного режима, когда ,

где  – число Рейнольдса:

,

где  – коэффициент кинематической вязкости жидкости.

Рассчитаем число Рейнольдса для разных участков трубопровода:

 

Если , то режим - турбулентный.

Рассчитаем коэффициенты сопротивления  для разных участков трубопровода:

Потери давления при движении жидкости по трубопроводу:    

4 РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В МЕСТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЯХ

Участки трубопровода при прохождении жидкостью которых вектор скорости изменяется по величине или направлению называют местными гидравлическими сопротивлениями. Потери давления при прохождении жидкости через местное гидравлическое сопротивление рассчитывается по зависимости Борда-Карно:

,

где  – коэффициент местного гидравлического сопротивления, который определим из таблицы 4.1[3].

Для угла  – ;

для угла  – ;

для угла  – ;

для угла  – .  

 

Тогда для нагнетательного трубопровода:

Для сливного:

5 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ

Гидравлическая аппаратура выбирается из таблиц 5.1 … 5.10 при соблюдении следующих условий:

где  и  - соответственно номинальное паспортное давление гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе привода;

и  - 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:

где  - паспортное значение потери давления при проходе через гидроаппарат номинального паспортного расхода;

- действительное значение расхода, проходящего через гидроаппарат.

На нагнетательном трубопроводе установлены:

напорный фильтр, приемный фильтр, предохранительный клапан с пропорциональным электрическим управлением, реле давления, манометр, дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением.

На нагнетательном участке трубопровода объемный расход составляет при давлении .

Из каталога выбираем:

1 Приемный фильтр ФВСМ 80, имеющий техническую характеристику:

номинальный расход –

потеря давления –

диаметр условного прохода – 0,08 м;

точность фильтрации – 80 мкм;

масса – 10 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов приемного фильтра:

2 Напорный фильтр 3ФГМ 32, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление –  ;

номинальный расход –

потеря давления – ;

диаметр условного прохода – 0,042 м;

точность фильтрации – 10 мкм;

масса – 13,5 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов напорного фильтра:

3 Предохранительный клапан ПКПД32-20, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление – ;

номинальный расход –  

потеря давления – 0,35∙106 Н / м2;

объемный расход утечек – ;

диаметр условного прохода –0,032 м.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов предохранительного клапана:

4 Дроссельный распределитель РП20 с пропорциональным электрическим управлением, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление –

номинальный расход –

потеря давления – 1∙106 Н/м2;

объемный расход утечек – 13∙106 м3/с;

диаметр сопла – 0,8∙10-3м;

максимальное смещение заслонки – 0,8∙10-3м;

расход через сопло при давлении управления – 1∙106 Н/м2 

и среднем положении заслонки – 0,47∙104 м3/с;

диаметр золотника – 45∙10-3м;

максимальное смещение золотника – 3,46∙10-3м;

коэффициент обратной связи гидравлического моста – 0,23;

условный проход – 0,025 м;

масса – 2,5 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов дроссельного распределителя:

5 Двусторонний гидравлический замок КУ-32 , имеющий техническую характеристику:

Потеря давления жидкости при прохождении гидравлического замка:

5 Манометр МТП-60 со следующими характеристиками:

контролируемое давление – 0,1…40 МПа;

класс точности – 1,5;

масса – 0,2 кг.

6 Реле давления ГПГ62-11 со следующими характеристиками:

контролируемое давление – 5…32 МПа;

объемный расход утечек – 0,83∙106 м3/с;

масса – 2,3 кг.

После определения расчетных значений потерь давления в каждом гидроаппарате рассчитываются суммарные потери в гидроаппаратуре, установленной в нагнетательной линии АБ  и в сливной линии ВГ :

На сливном трубопроводе установлены: сливной фильтр, реле давления, манометр, дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением, гидравлический замок.

На сливном участке трубопровода объемный расход составляет  при давлении .

Дроссельный распределитель, манометр и реле давления были нами выбраны при расчете потерь в аппаратуре нагнетательного участка трубопровода, поэтому для сливного участка мы рассчитаем только потери на дроссельном распределителе и выберем сливной фильтр.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов дроссельного распределителя:

Потеря давления жидкости при прохождении гидравлического замка:

Принимаем сливной фильтр ФС 400 со следующими характеристиками:

номинальное давление –;

номинальный расход –

потеря давления – 0,1∙106 Н/м2;

диаметр условного прохода – 0,063 м;

точность фильтрации – 25 мкм;

масса – 9 кг.

Потеря давления жидкости на сливном фильтре: 

Суммарные потери на аппаратуре сливной линии:

6 РАСЧЁТ СУММАРНЫХ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В НАГНЕТАТЕЛЬНОМ И СЛИВНОМ ТРУБОПРОВОДАХ

Суммарные потери давления при прохождении жидкости как в нагнетательном, так и в сливном трубопроводах состоят из потерь давления по длине трубопровода , в местных гидравлических сопротивлениях , и в гидроаппаратуре , 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 (на участке АБ):

Суммарные потери давления в сливном трубопроводе (на участке ВГ):

7 ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ

Расчетное  давление  на  выходе  из  насосной  установки  определяется:

,

где  р и ks -соответственно  расчетное  значение  полезного  перепада  давлений  на  исполнительном  органе  и  коэффициент  эффективных  площадей.

Расчетный  расход  на  выходе  из  насосной  установки:

,

где -  расчетное  значение  расхода  на  входе  в  исполнительный  орган;

-  суммарный  расход  утечек  жидкости  через  капиллярные щели  кинематических пар гидроаппаратов, установленных в нагнетательной линии АБ (внутренние утечки аппаратов):

- расход, затраченный на функционирование регуляторов потока, выбранный из таблиц 5.2 и 5.3.

Воспользовавшись  таблицей  2.4,  выбираем  мотор-насос  с  нерегулируемым  рабочим  объемом  МНА-125,  имеющий  техническую  характеристику:

  •  номинальное  давление – ;
  •  номинальная  производительность – ;
  •  рабочий  объем – ;
  •  частота  вращения  ротора – 25 об/с;
  •  механический  КПД – 0,95;
  •  масса – 93 кг.

8 РАСЧЁТ ВЫСОТЫ ВСАСЫВАНИЯ

Уравнение  равновесия  давлений  во  всасывающем  трубопроводе:

,

где   - потери  давления  по  длине    всасывающего  трубопровода;

- расчетные  потери  давления  в  приемном  фильтре;

- давление  от  столба  жидкости  во  всасывающем  трубопроводе;

- перепад  давлений, обеспечивает  всасывающую  способность насоса.

Расчет  высоты  всасывания  осуществляется  при  условии  обеспечения  во  всасывающей  трубе  ламинарного  режима (допускаемая   скорость  движения  жидкости  )  и  перепада  давлений  .

Объемный  расход  жидкости  во  всасывающем  трубопроводе:

,

где   - номинальная  производительность  насоса; - объемный  КПД .

Расчетное  значение  высоты  всасывания:

, 

Высота  всасывания    входит  в  зависимость  при  определении  , поэтому:

.

Принимаем трубу как на нагнетательном трубопроводе –  труба , имеющая наружный диаметр , толщину стенки  и внутренний диаметр .

После выбора трубы определяем действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:

Число Рейнольда:

Коэффициент сопротивления:

Высота  всасывания:  

9 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 РА. С  достаточной  для  инженерной  практики  точностью  минимально  допустимая  толщина  стенки  определяется:

 

где  - толщина  стенки  трубы,  м;

- расчетное  давление  на  выходе  из  насосной  установки, Н/м2;

- внутренний  паспортный  диаметр  трубы, м;

- допускаемое  напряжение, Н/м2.

Для  труб,  выполненных  из  стали  20,   Н/м2.

Выбираем трубы, которые имеют товщину стенок δ=4мм (δ ≥ δр).

10 ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

В  качестве  приводного  электродвигателя  обычно  используется  трехфазный  асинхронный  электродвигатель  с  короткозамкнутым  ротором  общепромышленного  применения.  Из  каталога электродвигатель  выбирается  при  соблюдении  следующих  условий:

;

,

где  и  - соответственно  номинальные  паспортное  и  расчетное  значения  активной  мощности  на  валу  ротора  насоса;

и  - соответственно  номинальные  паспортные  значения  частоты  вращения  роторов  электродвигателя  и  насоса.

Приводной  электродвигатель выбираем  из  таблицы 10.1[1].

Расчетная  номинальная  мощность  на  валу  ротора  насоса  при  дроссельном  регулировании  скорости:

где   - расчетная  мощность  на  валу  ротора  насоса, кВт;

- расчетное  значение  номинального  давления  на  выходном  штуцере  насоса ( точка  А ),  МПа;

- значение  номинальной  производительности ( подачи ) на  выходном  штуцере  насоса ( точка  А ), м3/с;

- общий  КПД  выбранного  типоразмера  насоса.

Из  каталога  выбираем  трехфазный  асинхронный  электродвигатель  с  короткозамкнутым  ротором  4А132М4УЗ,  имеющий  следующую  техническую  характеристику:

номинальная  мощность - 11 кВт > 5,289 кВт;

синхронная  частота  вращения - 25 об/с==25 об/с;

масса – 100 кг.

11 РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ И СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

Уравнение  сил,  действующих  на  поршень  гидроцилиндра:

,или

Но  ,  тогда  .

Подставим  в  полученную  зависимость:

 и  ,

тогда  .

Суммарные  потери  давления  жидкости  в  нагнетательном  трубопроводе  могут  быть  выражены  зависимостью:

где   - коэффициент сопротивления нагнетательного трубопровода, Н·с2/м,

- коэффициент  сопротивления  дросселя, Н/с2.

Аналогично  могут  быть  выражены  суммарные  потери  давления  жидкости  в  сливном  трубопроводе (участок  ВГ):

Коэффициенты  сопротивления  определяются:

;

;

;

Тогда  уравнение  равновесия  сил,  действующих  на  поршень  гидроцилиндра  примет  вид:

,

или

Отсюда  скорость  движения  поршня  (штока)  гидроцилиндра:

Механические  и  скоростные  характеристики  гидроприводов  следует  рассчитывать  для  заданного  диапазона  бесступенчатого  регулирования  скорости  движения  поршня  (штока)  гидроцилиндра  от    до  .

 В  зависимости  от  заданных  пределов  регулирования  скорости  движения  поршня  ( штока)  гидроцилиндра  определяются  максимальная  и  минимальная  площади  проходного  сечения  дросселя  по  условному  проходу.  Для  гидропривода,  у  которого  дроссель  установлен  на  входе  в  гидроцилиндр,  площади  проходного  отверстия  дросселя  равны:

,

,

где    и   - соответственно  заданные  пределы  изменения  скорости  движения  поршня  ( штока )  гидроцилиндра, м/с;

- заданное  номинальное  усилие  на  штоке  гидроцилиндра, Н;

 и   - соответственно  максимальная  и  минимальная  площади  проходного  сечения  дросселя  по  условному  проходу,  м2.

- расчетное  давление  на  выходе  из  насоса,  Н/м2

Если  вычисления  произведены  правильно,  то:

,

где   -  максимальная  площадь  проходного  отверстия  выбранного  типоразмера  дросселя  ( определяется  по  условному  проходу  дросселя ).

Принимаем несколько  значений    в  пределах    (промежуток    разбивается  на  несколько  значений  ),  а  также  изменяя  F  в  пределах  ,  вычисляем  параметры  механических  и  скоростных  характеристик  гидропривода.

Максимальное  значение  усилия  сопротивления  на  штоке  гидроцилиндра,  при  действии  которого  поршень  (шток)  остановится  (V=0),  определится  из  условия:

,

откуда

Максимально возможная (предельная) скорость движения  поршня (штока) гидроцилиндра определяется:

.

Следовательно,  расчет  скоростей  движения  поршня  имеет  смысл  производить  только  до  тех  пор,  пока  .

Полученные в результате вычислений данные заносим в таблицу 1. Используя данные таблицы 1, строим механические (естественную и искусственные) характеристики (рисунок 3) и скоростные (рисунок 4) характеристики гидропривода.

Таблица 1 - Параметры  механических и скоростных характеристик гидропривода

Усилие

F

на  штоке,

Н

Скорость  υ  движения  штока, м/с, при

Fмакс=76508

0

0

0

FЗ=72340

0,003027

0,06

0,112

0,75FЗ=54260

0,006994

0,139

0,259

0,5FЗ=36170

0,009418

0,187

0,349

0,25FЗ=18090

0,11

0,225

0,419

F=0

0,13

0,258

0,48

Рисунок 3 – Механические характеристики гидропривода

Рисунок 4 – Скоростные характеристики гидропривода

12  АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЛИНЕАРИЗОВАННОЙ МОДЕЛИ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА

Цель анализа и синтеза динамической модели следящего гидропривода с дроссельным и объемным регулированием скорости – проверить устойчивость работы гидропривода по характеру переходного процесса и при необходимости определить параметры корректирующих устройств.

Гидроприводы, оснащенные гидроаппаратурой с пропорциональным электрическим управлением, имеют стандартные узлы: электронный усилитель – сумматор БУ2110 и пропорциональный магнит ПЭМ6. Передаточные функции указанных гидроаппаратов:

Дросселирующий распределитель с пропорциональным электрическим управлением состоит из следующих элементов: пропорционального электромагнита ПЭМ6, гидравлического моста и цилиндрического золотника, выполняющего функции двух дросселей, установленных на входе и выходе из исполнительного органа привода.

Передаточная функция гидравлического моста с обратной связью:

 

где Кп – коэффициент передачи,

Расход через сопло при среднем положении заслонки:

где   - коэффициент расхода, =0,7;

dс – диаметр сопла (см. табл. 5.3);

х0 – максимальное смещение заслонки (см. табл. 5.3);

Рк – командное давление, подводимое к элементу “сопло-заслонка”, .

Коэффициенты усиления:

по расходу –

по давлению –

 

Коэффициент обратной связи (см. табл. 5.2):

Эффективная площадь основного золотника:

,

где dз – диаметр золотника.

Динамическая жесткость потока жидкости в щели золотника:

 

где РА – расчетное давление на выходе из насоса.

Постоянная времени гидравлического моста:

,

где  m3 – масса золотника,

Относительный коэффициент демпфирования колебаний:

где f– приведенный коэффициент вязкого трения, .

Передаточная функция золотника:

 

Значение Кз  определяется:

где Q – подводимый к дросселирующему распределителю расход.

Следовательно, передаточная функция распределителя с пропорциональным электрическим управлением (электрогидроусилителя):

Передаточная функция гидроцилиндра:

где Кгц – коэффициент передачи:

Постоянная времени гидроцилиндра:

,

где  m – масса подвижных частей, ;

Сгц – коэффициент динамической жесткости гилроцилиндра:

где Епр – приведенный модуль упругости стенок гидроцилиндра и жидкости,  

Lгц – длина хода поршня гидроцилиндра.

Относительный коэффициент демпфирования колебаний:

где f – приведенный коэффициент вязкого трения, .

Передаточная функция гидроцилиндра может быть представлена:

Передаточная функция обратной связи по скорости

Обратная связь обеспечивается тахогенератором, например ТД – 101. Его ротор связан с выходным валом (штоком) исполнительного органа привода зубчатой передачей, обеспечивая на выходе при максимальной заданной скорости +24 В. На вход усилителя – сумматора подается напряжение +24 В.

Тогда передаточная функция обратной связи

Wо.с (Ps) = Kо.с = 1.

Передаточные функции корректирующих устройств

Для повышения запаса устойчивости системы и улучшения качества переходного процесса в систему вводится параллельная коррекция с помощью дифференцирующих звеньев, имеющих следующие передаточные функции:

где Т1 и Т2 – постоянные времени корректирующих устройств, в начальной стадии исследования устойчивости системы можно принять Т1= Т2=0,1с.

Модель системы изображена на рисунке 5, переходный процесс на рисунке 6.

Рисунок 5 – Модель динамической линеаризованной модели гидропривода

 

Рисунок 6 – Переходный процесс САУ РЭП

Как видно из графика время переходного процесса составляет 0,6с, что значительно меньше заданного времени (0,85с).

ВЫВОДЫ

В курсовой работе была представлена расчетно-графическая документация по проектированию принципиальной гидравлической схемы следящего гидропривода, выбора стандартных элементов (насос с нерегулируемым рабочим объемом, приемный, напорный и сливной фильтры, манометры, приводной электродвигатель, реле давления, предохранительный клапан с пропорциональным электрическим управлением, гидрораспределитель с электрогидравлическим управлением, двусторонний гидравлический замок, гидродвигатель с нерегулируемым рабочим объемом, дросселирующий распределитель с пропорциональным электрическим управлением), расчета характеристик привода в установившемся режиме.

Спроектированный гидропривод обеспечивает минимальную и максимальную скорость вращения рабочего органа механизма с заданным моментом сопротивления.

При проектировании гидропривода был проведен анализ и синтез динамической линеаризованои модели следящего гидропривода с использованием программного продукта MatLab. По характеру полученный переходный процесс удовлетворяет требованиям точности, устойчивости и заданном времени регулирования.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

  1.  Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Исполнительные механизмы и регулирующие органы» и дипломным проектам для студентов специальности 7.092501/ Сост .Е. Ф. Чекулаев . - Краматорск: ДГМА ,2006 . – 92с.

  1.  Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя : В 3 т. – М:Машиностроение, 1980. – Т. З. – 560 с.

  1.  Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник. – М.: Машиностроение, 1988. – 512 с.

  1.  Е.Ф. Чекулаев Ч-37. Исполнительные механизмы и регулирующие органы. Учебное пособие. - Краматорск, ДГМА, 2005. - 168с.

  1.  Металлорежущие станки. Учеб. пособие для втузов Н.С.Колев, Л.В.Красниченко, Н.С.Никулин и другие – 2-е изд., перераб. и дополн. – М.: Машиностроение, 1980 – 500 с., ил.


Управляющая
ЭВМ

Uу

Uз.з

М

n

9

Iу

7

4

А

1

2

12

Г

3

8

5

6

5

6

5

6

Б

10

11

13

5

6

С

V, м/с

Smin

Sдр

Smax

F, H

Sдр, м2

V, м/с

Fmax

0,5Fз

F=0

0,25Fз

0,75Fз

Fз

Uy,B

t,c


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

9503. Фонетика и фонология. Акустическая и артикуляционная классификация гласных и согласных звуков 37 KB
  Фонетика и фонология Акустическая и артикуляционная классификация гласных и согласных звуков. Артикуляция - работа органов речи, направленная на производство звуков речи. Артикуляция складывается из трех частей: приступа (экскурсии) звука...
9504. Роберт Бёрнс 1759 – 1796 24.52 KB
  Роберт Бернс 1759 - 1796 Великий народный поэт, крупнейший лирик XVIII века в английской литературе (точнее - шотландской) Родился в семье бедного шотландского крестьянина. Шотландия – одна из бедных национальных окраин Британии полно...
9505. Пьер-Огюстен Карон (де) Бомарше (1732 – 1799) 27.01 KB
  Пьер-Огюстен Карон (де) Бомарше (1732 - 1799) Всем известны замечательные комедии Бомарше Севильский цирюльник, Свадьба Фигаро, которые идут на драматической и оперной сцене (оперы Россини и Моцарта). Бомарше - создатель самых ос...
9506. Никола Буало-Депрео 26.61 KB
  Буало Поэтическое искусство (1674) – образец Наука поэзии Горации Никола Буало-Депрео (1636 – 1711) – в Париже в семье зажиточного буржуа, адвоката и чиновника парижского парламента. (богослов юридич. факт) Сорбонны 1657 – посл...
9507. Веймарский классицизм 22.34 KB
  Веймарский классицизм Гете жаждал возможности практического влияния на жизнь – и получил: Известность внимание молодого герцога Карла-Августа приглашение в Веймар в качестве ближайшего советника – 1775, почти на всю жизнь придворная служ...
9508. Трагедия Фауст 72 KB
  Трагедия Фауст Из немецкой легенды о чернокнижнике 16 век. Кристофер Марло - пьеса. Вершина творчества Гете дело всей жизни (писал 60 лет) Замысел - штюрмерский период (1773) Набросок (найден через 100 лет, Пра-Фауст) Герой...
9509. Иоганн Вольфганг Гете 1749 - 1832 Johann Wolfgang Goethe 31.13 KB
  5 Иоганн Вольфганг Гете 1749 - 1832 Johann Wolfgang Goethe Общечеловеческий гений (Гомер, Шекспир) Разносторонний: красавец, долгожитель, светский человек, государственный деятель, ученый-натуралист, поэт, драматург, прозаик + актер, художник Совре...
9510. Дени Дидро 1713 – 1784 50.29 KB
  Дени Дидро 1713 – 1784 Родился в семье ремесленника. Духовная карьера – не стал. С 20 лет – интеллигент, бедняк. Разносторонние таланты, в том числе, организаторский. (Энциклопедия) Дидро дважды попадал в тюрьму (в 1749 и в 1...
9511. Лирика Иоганна Вольфганга Гёте 81.96 KB
  36 Лирика Иоганна Вольфганга Гёте Когда мы говорим о творчестве Гете, мы непременно подчеркиваем замечательный универсализм художника, проявившийся в создании им прекрасных образцов драмы, эпической поэмы, романа. Но наиболее велик, непререкаемо пре...