Автоматизация процесса поперечной резки электротехнической стали (стр. 8 из 16)

Рисунок 12 – Расход после насоса Р, Па

t,c

Рисунок 13 – Давление после насоса

Максимальная нагрузка на гидромотор при вращении гидромотора привода валков подающих составляет 329 Нм. В динамических расчетах принимаем изменение нагрузки по циклограмме, показанной на рисунке 11. Нагрузка на гидромоторе плавно нарастает за время от 0 с до 2 с от 0 до 329 Нм. В дальнейшем нагрузка остается постоянной – 329 Нм. Через 5 секунд после начала расчета мы моделируем плавное возрастание момента нагрузки до 370 Нм. Такое значение момента сохраняется до 6,5 секунд и затем плавно уменьшается до 329 Нм.

В начале расчета после запуска привода расход насоса начинает расти. Мы устанавливаем такое значение параметра регулирования насоса, чтобы обеспечить заданную частоту вращения 120 об/мин (12,6 с^-1). На рисунке 12 видно, что при работе привода расход насоса уменьшается. Часть расхода тратится на утечки в насосе. Они описаны в программе объемным КПД насоса.

Масло от регулируемого насоса поступает через фильтр к обратному клапану. Предохранительный клапан настроен на давление 16 МПа.

Далее масло поступает к распределителю масло и к гидромотору.

Позиция гидрораспределителя в программе задается постоянной.

Давление на выходе из насоса на рисунке 13 и перед гидромотором на рисунке 4 начинает расти. Сначала давления растут быстро до величины 2,5 МПа. В это время гидромотор вращается медленно. Постепенно частота вращения гидромотора увеличивается и рост давления замедляется. Расчетному значению момента нагрузки на валу гидромотора соответствует давление 11 МПа. При увеличении нагрузки давление в линии его питания и после насоса плавно возрастает до 12,2 МПа и затем уменьшается до 11 МПа.

Давление на сливе гидромотора показано на рисунке 8. Его величина определяется настройкой клапана давления и за все время расчета остается практически постоянной и равной 2 МПа.

Предохранительный клапан не открывается, так как он настроен на давление 16 МПа.

Угловая скорость гидромотора на рисунке 6 тесно связана с расходом гидромотора на рисунке 5.

В начале вращения гидромотора нагрузка на него определяется моментом трения в его подвижных частях, который задается в программе. В это время его вал начинает быстро вращаться и угловая скорость достигает 18 с^-1. Это вызывает рост расхода до 7,1×10^-4 м³/с, который на какое-то время становится больше подачи насоса 6×10^-4 м³/с. В дальнейшем угловая скорость уменьшается до 12 с^-1 и наконец устанавливается на значении 13,2 с^-1.

Изменение нагрузки вызывает кратковременное изменение угловой скорости гидромотора. Но потом она становится равной 13,2 с^-1.

Расход после гидромотора на рисунке 6 меньше расхода перед гидромотором на рисунке 5. Часть расхода тратится на утечки в моторе. Утечки описаны в программе объемным КПД мотора.

На рисунках 5 – 13 видно, что переходные процессы при разгоне гидромотора привода валков подающих и при изменении нагрузки носит затухающий характер. Это позволяет сделать вывод об устойчивости системы гидропривода валков подающих.

Время выхода гидромотора на установившийся режим работы – 2,1 с.

4. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

4.1 Служебное назначение, конструкция гидравлического цилиндра и технологические требования к нему

Гидравлический цилиндр – гидравлическая машина, предназначенная для преобразования энергии потока рабочей жидкости в энергию движения выходного звена, рабочий процесс которой основан на попеременном заполнении рабочей камеры жидкостью и вытеснении его из рабочей камеры. На рисунке 5.1 показана конструкция гидроцилиндра.

Рисунок 14 – Конструкция гидравлического цилиндра

Гидроцилиндр состоит из: цилиндра (1), плунжера (2), втулки (3,6), кольца (4), кольца фторопластового (5), крышки (7), шайбы (8) и болта (9).

Технические требования к цилиндру: не допускается овальность и конусность цилиндрических поверхностей, их относительное смещение должно составлять не более половины допуска на размер; давление, необходимое для перемещения штока в крайнее правое положение равно 0,5МПа; рабочий ход штока: 700±1мм; рабочее давление изменяется ступенчато от 0,8 до 18МПа.

4.2 Анализ размерной цепи гидравлического цилиндра

Размерная цепь – замкнутый контур, расположенных друг за другом независимых размеров, участвующих в решении поставленных задач. При проектировании технологических процессов, выборе средств и методов измерения возникает необходимость в проведении размерного анализа, с помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных размеров и определяются допустимые ошибки (допуски).

На рисунке 15 приведена размерная цепь гидравлического цилиндра.

Рисунок 15 – Размерная цепь гидравлического цилиндра

В таблице 1 приведены результаты расчета звеньев размерной цепи гидравлического цилиндра.

Проверка правильности назначения номинальных размеров осуществляется по формуле:

где А0 – номинальный размер замыкающего звена, мм;

- передаточное отношение составляющих звеньев;

Аi – номинальный размер составляющих звеньев, мм.

Таблица 1 – Результаты расчета размерной цепи гидроцилиндра

№	Номинальный размер А(I)	Передаточное отношение KSI I	Верхнее отклонение ES A(I)	Нижнее отклонение EI A(I)	Допуск TA (I)	Координата середины поля допуска Ec A(I)
A0	0	-	0.3	0	0.3	0.15
A1	950	1	-0.15	-0.45	0.3	-0.15
A2	960	-1	0	-0.3	0.3	-0.15

Точность замыкающего звена обеспечивается неполной взаимозаменяемостью c корректировкой середины поля допуска 1-го звена на 0.01500мм.

Процент риска расчетный 8.3265 %.

Расчётное значение допуска замыкающего звена соответствует действительным значениям, следовательно, метод неполной взаимозаменяемости обеспечивает требуемую точность сборки гидроцилиндра. Для расчёта размерной цепи применялась программа RCW2. В этой программе необходимо ввести следующие параметры рассчитываемой размерной цепи:

1. Число звеньев.

2. Номинальные размеры каждого звена и их верхние и нижние предельные отклонения.

3. Задать передаточное отношение каждого звена.

4. Выбрать тип производства.

4.3 Определение типа производства плунжера гидравлического цилиндра

Такт выпуска рассчитывается по формуле:

,

где m = 1 – сменность работы;

W_д – годовая программа выпуска деталей;

F_д – действительный годовой фонд времени работы оборудования в часах.

Рассчитаем годовой фонд рабочего времени.

час

где В = 104 дня - количество выходных дней;

П = 8 дней - количество праздничных дней;

С = 8,2 ч - продолжительность смены;

Пр = 8 дней - количество предпраздничных дней;

с = 1 ч - время укорочения смены в предпраздничные дни;

n = 1 - количество рабочих смен в сутки;

П_в = 7 % - потери времени на проведение ремонтов, обслуживание, настройку и подналадку оборудования.

Рассчитаем годовую программу выпуска плунжера гидравлического цилиндра:

где W_пц = 1000 шт – годовой объем выпуска гидроцилиндров;

n_д = 1 шт – количество плунжеров, входящих в гидравлический цилиндр;

a₁ = 10 % - процент деталей, выпускаемых на запасные части;

a₂ = 10 % - процент деталей, учитывающий выход в брак.

шт

Тогда такт выпуска деталей составит:

мин/шт

Рассчитаем коэффициент серийности по формуле:

где

- среднее время выполнения операции на деталях разных наименований (мин/операция)

Принимаем в расчетах: t = 6 мин/операция

Условно и очень приблизительно приняты следующие распределения типов производства в зависимости от

:

- поточно-массовое;

- крупносерийное;

- среднесерийное;

- мелкосерийное;

Следовательно, производство принимаем среднесерийным, т.к.

к_сер = 16.

4.4 Описание технологического процесса сборки гидравлического цилиндра

При проектировании технологического процесса общей и узловой сборки важное место занимает технический контроль качества производимой продукции. Качество обеспечивается предупреждением и своевременным выявлением брака продукции на всех этапах производственного процесса.