- •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
2.3. Утечки в рабочих цилиндрах
Утечки в рабочих цилиндрах диаметром от 65 до 165 мм обычно колеблются в пределах 5 - 15 см3/мин при Р = 6 МПа и температуре рабочей жидкости 50°С.
Испытанные лабораторией гидроприводов ЭНИМС цилиндры фирм J. Barnes и Ex-Cell-0 показали утечки в среднем 7,6 см3/мин при Р = 6 МПа и Т = 50°С.
Для дальнейших выводов примем среднюю величину утечек в цилиндре = 10 см3/мин, что соответствует коэффициенту
.
Суммарный коэффициент утечек k для гидросистем с указанными выше типами насосов приведен в табл. 2.
Таблица 2
Тип насоса |
Коэффициент утечек гидросистемы, k, |
1. Поршневой насос с клапанным распределением |
1,27 |
2. Поршневой насос с торцевым распределением |
3,79 |
3. Поршневой насос с центральной распределительной осью |
5,40 |
Д
7
1) скорость поршня = 5мм/мин;
2) скорость поршня =100 мм/мин.
Вычисления произведем для гидросистем с рассматриваемыми выше типами насосов для рабочего цилиндра диаметром D = 90 мм при Р = 60 МПа, что соответствует усилию
.
Для гидросистемы с насосом фирмы J. Barnes имеем при = 5мм/мин
,
и из уравнения (6)
.
Аналогично вычисляются значения и в остальных случаях при обоих выбранных режимах работы. Окончательные данные значений и сведены в таблицу 3.
Таблица 3
Типы насосов |
= 5 мм/мин |
= 100 мм/мин | ||
|
, мм/мин |
|
, мм/мин | |
1. Поршневой насос с клапанным распределением |
2,34 |
16,7 |
0,12 |
112 |
2. Поршневой насос с торцевым распределением |
7,10 |
40,5 |
0,36 |
136 |
3. Поршневой насос с центральной распределительной осью |
10,1 |
55,5 |
0,51 |
151 |
И
8
.
В соответствии с уравнением (26) получаем
и для этого случая .
Таким образом, можно сделать вывод, что гидросистема с дросселем не может обеспечить стабильной работы станка при малых скоростях перемещения поршня и переменном усилии R. В отличие от системы с регулируемым насосом, в рассматриваемой гидросистеме фактор не будет улучшаться с увеличением , что видно из уравнений (18), (25) и (26), так как с увеличением увеличивается и коэффициент k.
Вторым существенным недостатком рассматриваемой гидросистемы, особенно заметным в случае работы при высоких рабочих давлениях и малых скоростях перемещения поршня, является ее ненадежность из-за практически неизбежных засорений дросселя вследствие его ничтожно малых проходных сечений, исчисляемых тысячными долями квадратного миллиметра.
Вычислим проходное сечение f дросселя с характеристикой для указанного выше режима работы. Это сечение определяется известным уравнением откуда
, (27)
где Q - количество жидкости, вытекающей в единицу времени из полости противодавления цилиндра при данной скорости перемещения поршня;
- скорость протекания жидкости через дроссель;
21
эффициента k путем уменьшения, например сечения дросселя, не следует, так как в этом случае (при данной скорости перемещения поршня ) автоматически увеличивается противодавление , что связано с уменьшением полезного усилия R (при Р = const).
Определим величину относительного изменения скорости перемещения поршня при изменении усилия R для гидросистем с двумя указанными типами дросселей, причем для того же режима работы и для того же диаметра рабочего цилиндра, для которых были определены факторы в случае системы с регулируемым насосом, т.е. при величинах:
.
Вычисления произведем для величины противодавления = 1 МПа, приняв диаметр штока d = 65 мм.
Воспользовавшись уравнением (19), можно определить величину Р, которая составит 6,45 МПа.
Определим из уравнения (18) коэффициент для дросселя с характеристикой
.
В соответствии с уравнением (25) получаем
.
Из уравнения (6) , откуда
,
т.е., чтобы получить при полной нагрузке , надо при холостом ходе отрегулировать скорость поршня на
О
20
Анализируя полученные данные, можно сделать следующие выводы:
1. Ни одна из гидросистем с указанными выше насосами не может обеспечить нормальной работы станка при выбранном цилиндре D = 90 мм и скорости поршня . Чтобы получить скорость поршня под нагрузкой (при резании) , даже в случае насоса фирмы J. Barnes, имеющего минимальные утечки, нужно отрегулировать производительность насоса при холостом ходе на скорость =16,7 мм/мин.
Такой значительный перепад скоростей практически может привести к поломке инструмента при выходе его из обрабатываемой детали. Однако если увеличить диаметр цилиндра D до 120 мм, то относительное изменение скорости поршня составит
,
при скорости холостого хода поршня = 8,7мм/мин. Работа такой гидросистемы будет уже более стабильной. Чтобы получить удовлетворительный результат для остальных типов насосов, пришлось бы взять цилиндры соответственно еще большего диаметра, что связано с увеличением габаритов станка.
2. Для уменьшения относительного изменения скорости поршня ,в случае работы при малых скоростях поршня и минимальном диаметре цилиндра, следует стремиться к уменьшению величины утечек в гидросистеме и главным образом в насосе, что, однако, имеет свой предел. Насосы фирм J. Barnes и Sundstrand, которые имеют утечки в пределах 50-60 см3/мин и могут считаться лучшими в этом отношении, все-таки не обеспечивают стабильной работы гидросистемы, выполненной по схеме рис. 1 при малых скоростях перемещения поршня.
П
9
3. При более высоких скоростях поршня =100 мм/мин, как видно из табл. 3, влияние утечек гидросистемы на изменение скорости поршня становится менее значительно.
Если увеличивать и далее, то влияние утечек на работу гидросистемы будет все более уменьшаться. Поэтому в станках, где не требуется достижения малых скоростей перемещения поршня (например, в протяжных станках), с успехом могут применяться и применяются, гидросистемы, выполненные по принципиальной схеме, представленной на рис. 1.