- •Станков
- •28 Введение
- •1. Основные принципы работы гидросистем металлорежущих станков
- •5. Гидросистемы комбинированного регулирования
- •2. Гидросистемы с регулируемым насосом
- •4. Гидросистемы ступенчатого регулирования
- •2.1. Утечки в регулируемых насосах
- •2.2. Утечки в золотниках
- •2.3. Утечки в рабочих цилиндрах
- •2.4. Гидросистема фирмы oil-gear, компенсирующая утечки
- •2.5. Гидросистема постоянного рабочего давления фирмы suadstrand
- •2.6. Гидросистема, устраняющая утечки в насосе фирмы heller
- •3. Гидросистемы с дроссельным регулированием
4. Гидросистемы ступенчатого регулирования
На рис. 6 изображена в принципиальном виде схема гидросистемы ступенчатого регулирования.
Рис. 6. Принципиальная схема ступенчатого регулирования
Г
24
Полные утечки в гидросистеме будут
(9)
или
, (10)
где - коэффициент утечек всей гидросистемы.
Относительное изменение скорости поршня будет
. (11)
Относительное изменение скорости поршня:
1) прямо пропорционально коэффициенту утечек гидросистемы k;
2) прямо пропорционально усилию R;
3) обратно пропорционально скорости поршня ;
4) обратно пропорционально 4-й степени диаметра цилиндра D.
Для выяснения величины коэффициента утечек k рассмотрим утечки в отдельных звеньях гидросистемы.
2.1. Утечки в регулируемых насосах
Лабораторией гидроприводов ЭНИМС были произведены испытания на утечку различных типов регулируемых поршневых насосов:
1) поршневого насоса с клапанным распределением;
2) поршневого насоса с торцевым распределением;
3) поршневого насоса с центральной распределительной осью (механизм автоматической компенсации утечек при испытании был выключен).
Р
5
Таблица 1
Тип насоса |
Утечки в насосе при Т=50°С и Р=0-6 МПа
|
Коэфф. утечек в насосе,
|
1. Поршневой насос с клапанным распределением |
57 |
0,94 |
2. Поршневой насос с торцевым распределением |
208 |
3,46 |
3. Поршневой насос с центральной распределительной осью |
304 |
5,07 |
2.2. Утечки в золотниках
Ниже приводятся данные испытаний на утечку золотников различных типов при давлении Р = 6 МПа и температуре рабочей жидкости Т = 50°С (масло «Веретенное 3»).
1. Золотник гидравлического распределительного устройства У423: утечки = 1,1 - 7,8 см3/мин; диаметр золотника d = 50 мм.
2. Золотник гидроагрегата фирмы Oil-Gear типа QSA: диаметр золотника d = 32 мм; утечки =7,8 - 10 cм3/мuн.
3. Золотник вспомогательный фирмы Vickers типа С-332;
диаметр золотника d== 16 мм; утечки = 11 - 60 см3/мин.
4. Золотник управления возвратно-поступательным движением, фирмы Vickers, тип С-332; диаметр золотника d==50мм; утечки = 378 - 522 см3/мин.
И
6
Для системы рис. 5, б в случае дросселя с характеристикой Q = kР
. (30)
Для системы рис. 5, в с тем же дросселем
, (31)
где - коэффициент утечек в насосе.
Таким образом, система, изображенная на рис. 5, в, дает наибольшее значение , с изменением R от нуля до максимума, и поэтому работа такой системы наименее стабильна.
В результате рассмотрения гидросистем, изображенных на рис. 5, а, 5, б и 5, в, можно сделать следующие выводы.
1. Указанные гидросистемы не могут быть рекомендованы для применения в станках с высоким рабочим давлением и резким изменением полезного усилия, вследствие значительной величины относительного изменения скорости перемещения поршня . Особенно нестабильна работа таких гидросистем в случае малых величин скоростей перемещения поршня (токарные и сверлильно-расточные станки), вследствие частого засорения ничтожно малого проходного сечения дросселя. Поэтому в современных токарных, сверлильно-расточных и протяжных станках, а также в других типах станков с резким изменением усилия применяются специальные регуляторы скорости, включающие в себя кроме дросселя так называемые дозирующие или редукционные клапаны, которые создают постоянную разность давлений до и после дросселя. Величину этой разности давлений стремятся сделать минимальной (от 0,1 до 0,5 МПа в регуляторах различной конструкции) Такие устройства позволяют обеспечить:
а) независимость скорости перемещения поршня от усилия;
б
23
- эмпирический коэффициент для случая истечения жидкости под давлением через малое отверстие; для масла (по данным опытов Вейсбаха и Г. Смита).
Преобразованное уравнение (27) примет следующий вид:
, (29)
где D - диаметр цилиндра, равный 9 см;
d - диаметр штока, равный 6,5 см;
- скорость перемещения поршня под нагрузкой в cм/ceк;
;
g - ускорение силы тяжести, равное ;
- удельный вес жидкости; для масла ;
- противодавление в системе; ;
тогда, согласно уравнению (29) находим
или f = 0,0074 мм2.
Естественно, что при столь малой величине проходного сечения дросселя последний неминуемо будет засоряться даже при самой тщательной фильтрации масла. Но даже и при более значительной величине скорости перемещения поршня, чем взятая для расчета, проходное сечение дросселя получается еще слишком малым для того, чтобы не опасаться его засорения. Испытания станков устаревшего типа, в которых регулирование осуществлялось по схеме рис. 5, а и 5, б, показали полную ненадежность и неустойчивость их работы, особенно при малых скоростях перемещения поршня.
П
22
Коэффициент утечек золотников
.