книги из ГПНТБ / Милевский Э.Б. Автоматизация процессов индексирования учеб. пособие для студентов машиностроит. специальностей

нии; 3) только для вывода фиксатора из гнезда узла (иногда и для ввода).

Работа наиболее простого индексирующего механизма с гидро­ приводом основана на том, что к штоку гидроцилиндра присоединена зубчатая рейка, которая находится в постоянном зацеплении с реечной шестерней или реечным сектором, сидящим свободно на одном валу с делительным диском и поворотным узлом. Реечная шестерня несет на себе храповую собачку, которая сцепляется с храповым колесом, жест­ ко сидящим на одном валу с делительным диском.

При возвратно-поступательном движении штока-рейки собачка в одном направлении увлекает храповое колесо и поворачивает на за­ данный угол делительный диск (холостой ход), а в другом направле­ нии возвращается в исходное положение и просто проскакивает по зубьям храпового колеса, и делительный диск остается неподвижным (рабочий ход).

Включение и выключение гидропривода, необходимое для переме­ щения штока-рейки, производится поворотом рукоятки распредкрана или перемещением золотника с помощью соленоидов пли упоров по­ движных узлов оборудования.

В случае необходимости между рейкой и валом делительного дис­ ка может быть помещена зубчатая передача.

Значительные углы деления обеспечиваются ротационными гидро­ двигателями, которые включаются только на период поворота и деле­ ния. Вращение от гидродвигателя на делительный диск или поворот­ ный узел передается через червячную или цилиндрическую зубчатые передачи.

В фиксирующих механизмах гидро- и пневмоприводы применяют­ ся главным образом для удаления фиксатора из гнезда диска или по­ воротного узла, а в отдельных случаях и для ввода фиксатора в гнез­ до (заменяют пружину фиксатора).

Все рассмотренные схемы и принципы действия индексирующих механизмов с гидроприводами аналогичны и для применения пневмо­

приводов. ']

1.ПРИНЦИП РАБОТЫ И РАСЧЕТА

ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ИНДЕКСИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ

а) Г и д р о м е х а н и ч е с к о е и н д е к с и р о в а н и е д л я б ы с р о г о п о д ъ е м а с т о л а в р а б о ч у ю п о з и ц и ю и е г о о п у с к а ­

В. Например, если золотник А при срабатывании электромагнита Э1 будет опущен, масло из цилиндра стола поступит в левую полость до­ затора Д по трассе 1 к 3, переместит поршень дозатора в правую сто­

110

рону, откуда из правой полости оно будет сливаться в бак через трас­ су 2 и 4.

Регулировочные винты с шариками а и б в дозоре Д позволяют регулировать скорость подъема или опускания стола.

Рис. 43. Гидромеханические индексирующие устройства

11Г

Ход поршня цилиндра стола регулируется винтом, и в зависимос­ ти от его величины дозатор Д из полости цилиндра будет выпускать разное количество масла. Стол будет опускаться на определенную ве­ личину. Попеременное включение и выключение электромагнита Э1 обеспечивает ступенчатое опускание стола С. Для получения непрерыв­ ной подачи стола включается золотник Б от электромагнита Э2; ско­

п о м о щ ь ю г и д р о м е х а н и ч е с к о г о и н д е к с и р о в а н и я с х р а ­ п о в ым м е X а и и з м о м (рис. 43,6).

Стол в конце своего движения наталкивается на упор 1, который

жение передается через зубчатую передачу на винт 6 подачи стола. Величина перемещения стола S определяется углом поворота ß

храпового колеса 5, зависящего от числа гс захватываемых зубьев собачкой:

от насоса к цилиндру, который зависит от массы жидкости пц ра ци­ линдром и массы гп2 перед цилиндром.

Масса піі обусловлена приведенным моментом инерции / Пр меха­ нических зубчатых передач с винтом поперечной подачи и определяется

где г и d — радиус или диаметр храпового колеса, f — площадь поршня цилиндра.

Масса жидкости перед рабочим цилиндром, отнесенная к сечению трубопровода /тр.

112

g = 9,8 м/сек2.

Учитываем ускорение перемещения поршня: 25

где ір — время реверсирования, за которое осуществляется поперечная подача 5.

Следовательно, величина перепада давления масла будет равна:

в) Б л о к и р у ю щ и е и т о р м о з н ы е у с т р о й с т в а Блокирующие устройства являются автоматически действующими

предохранительными механизмами, предназначенными для предупреж­ дения неправильной работы отдельных элементов автомата или авто­ матической линии (например, одновременное включение двух и более несовместимых движений).

Значительная часть блокирующих устройств — электро- и гидро­ механические.

Тормозные устройства применяются для снижения скорости дви­ жения столов, барабанов, каруселей, суппортов, силовых и револьвер­ ных головок и т. д. в конце хода с целью уменьшить запас кинетичес­ кой энергии движущихся масс, а следовательно, и удар. Разновиднос­ тью таких устройств являются буферы с малым ходом торможения, уменьшающие отскакивание движущихся масс после удара.

Рассмотрим принципиальную схему работы гидробуфера (рис 43,в),

где полости цилиндра 1 и компенсатора 4 заполнены маслом. Игла 3 неподвижно закреплена в днище цилиндра 1 и может быть выполнена с постоянным или переменным диаметром в зависимости от требуемо­ го характера торможения.

При движении штока 5 с поршнем влево игла 3 входит в отверс­ тие поршня и уменьшает площадь выходного отверстия, соединяюще­ го обе полости цилиндра. В результате увеличивается сопротивление прохождению масла из левой полости цилиндра в правую, т. е. повы­ шается степень торможения штока.

Давление в левой полости цилиндра обусловлено сопротивлением выходного отверстия протеканию жидкости. Это сопротивление опре­ деляется следующим образом.

Мгновенный расход масла Qi через щель равен объему масла, вы­ тесняемого из левой полости цилиндра:

Qi = f- Vi= \ x - f m - V m ,

где Ѵі — мгновенная скорость движения поршня, Ѵщ— скорость протекания масла через щель, /щ — площадь сечения щели, ц — коэффициент расхода масла через щель.

Перепад давления перед щелевым отверстием и за ним определяет­ ся из формулы:

Л Р = Яі =- ^— — , кг/см2(н/м2) , 2Я

/щ' 11

Отсюда мгновенное значение давления в полости цилиндра

амгновенное значение гидравлического сопротивления

Оѵр-Ѵі2

P2-fm2

Передачи движений штоком-рейкой или различными шестеренно­ реечными механизмами весьма распространены в поворотных, дели­ тельных и транспортирующих устройствах благодаря тому, что они

позволяют легко трансформировать возвратно-поступательное движе­ ние поршня гидроили пневмоцилиндра во вращательное движение рабочего органа с созданием больших крутящих моментов.

г) С х е м а и н д е к с и р о в а н и я з а г р у з о ч н о г о у с т р о й с т в п р е д н а з н а ч е н н о г о д л я п о д а ч и з а г о т о в к и 3 на л и н и ю

114

F\ = N -cosct, F2 = Fo'-sina, F0=\.vN,

откуда,

Fcyx —F\ + F2 = (cos a-f p-sin a ) .

где a — угол зацепления (обычно 20°). Следовательно, нормальное дав­ ление N от суммарной силы трения FcyM

cosa-bp. -sina

Сила трения в штоке-рейке

р • Fсум

Ftp =

cosa + p-sina

В свою очередь

Fсум = Fпор + FniT+ Fпапр,

где Fнапр, FПор и Fmr — сила трения в направляющих, поршня и штока,

р— коэффициент трения (р ~0,07).

Врезультате тяговое усилие на штоке-рейке загрузочного уст­

ройства

Т— Р \ + FCyM+ FTp

вод 8 будет открыт и золотник А переключится влево. Движение порш­ ня вправо осуществляет поворот храповика на 90°.

Предположим, что исходными данными для расчета являются:

Примечание. Для типовых стационарных пневматических цилиндров технические ха­ рактеристики будут следующими (при удельном давлении воздуха 4 кГ/см1], '329 266 н/м2): диаметры D цилиндров в мм (усилие S на штоке, в кГ; максимальный ход /!шят поршня в мм): 50 (80, 400), 65 (135, 400), 75 (180, 500), 100 (315, 5000), 150 (710, 700), 200 (1260, 1000), 250 (1965, 1400), 300 (2830, 1400).

Ближайший размер диаметра цилиндра по технической характе­ ристике D — 100 мм.

Объем воздуха

р о й с т в а (рис. 43, е ).

Предполагаем основными исходными данными вес поворотного

116

Общее тяговое усилие Р на штоке-рейке определяется по суммар­ ному крутящему моменту Мкр, обеспечивающему поворот стола, кото­ рый определяется как

^ИР = МТр-|-Л1ШІ 1

где Мтр— момент сил сопротивления от трения в опорах стола.

М.,н= / ■— = / - е > dt

117

Так как общий момент инерции является суммарной величиной мо­

Г{ — радиус инерции і элементов стола. Следовательно, динамический момент сил инерции

Л1ІІП= 100-3,3 = 330 кГ-м,

а суммарный крутящий момент стола

Мир—МХр + Лі]Ш—180 + 330 = 510 кГ -м.

С другой стороны, крутящий момент M!tp. определяется из выра­ жения

Мкр.= Р . ^ ± .

Диаметр цилиндра d определяется из выражения:

где площадь поршня f при давлении масла в гидроцилиндре q = 20 кГ / cm2 (1961320 н/м2)

где ц — КПД (т| = 0,8).

Диаметр нагнетательного трубопровода dTV. при скорости потока Ѵ=4 м/сек.

с1тр = 4,6 - 5 - = 4,6 |^ //Г§ ® _ ^2 0 м м .

118

2. ОТДЕЛЬНЫЕ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ИНДЕКСИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА

мым требуемое положение узла. Для осуществления поворота и деле­ ния включается соленоид 15, который перемещает плунжер золотника 14 в крайнее правое положение. При этом поток масла от насоса Н че­ рез нагнетательный трубопровод 13 поступает в трубопровод 17 и да­ лее в правую полость гидроцилиндра 12; трубопровод 16 соединяется со сливом масла в бак Б.

Рсс. 44. Гидромеханизм поворота узла и вывода фиксатора

Давление масла в левой полости цилиндра 12 перемещает пор­ шень 11 влево, а вместе с ним и шток-рейку 10. При этом поворачи­ вается реечная шестерня 7, которая через систему рычагов Р выводит фиксатор 6 из гнезда поворотного узла 4. Когда поршень 11 достига­ ет крайнего левого положения, т.е., когда фиксатор 6 полностью выве­ ден из гнезда, поток масла через трубопровод 21 направляется в гид­ роцилиндр 19 и отводит влево фиксатор 3. В конце хода фиксатора 3 масло получает доступ к гидродвигателю 1, который через реечную пе­ редачу 2 осуществляет поворот блока или стола 4.

В конце поворота блока или стола выступ 8, закрепленный на них, воздействует на путевой переключатель 9; при этом соленоид 15 обес­ точивается, а соленоид 18 включается в электрическую сеть и переме­

119