Обработка материалов давлением. Сборник научных трудов. №19

Подождите немного. Документ загружается.

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

361

130 160 190 220 250 280 310 340 370 400 430 460 490

S, мм

Односторонее направление Прот ив оположное напрв ление

-40

-30

-20

-10

130 160 190 220 250 280 310 340 370 400 430 460 490

V, м /с

Одност оронее направ ление Против оположное направ ление

а) б)

Рис. 2. Зависимость перемещения ползуна

(а) и скорости ползуна

(б) от угла

поворота кривошипа

α .

-40

-30

-20

-10

130 160 190 220 250 280 310 340 370 400 430 460 490

S, мм

Односторонее

направление

Противоположное

напрвление

а)

-5

245 255 265 275 285 295 305 315

V, м/с

№ 1

№ 2

№ 3

-5

275 285 295 305 315 325 335 345

V, м/с

№ 1

№ 2

№ 3

б) в)

Рис. 3. Перепады скорости, выявленные при анализе механизма:

а – график для варианта соотношения параметров 2 из таблицы 2; б и в – области

перепада скорости

V для вариантов соотношений 1, 2, 3 из таблицы 2 для

противоположного и одностороннего направления вращения кривошипов, соответственно.

Анализ кривой перемещения ползуна показывает, что ход ползуна сравнительно с

радиусом кривошипа велик; в исследованном диапазоне относительных параметров

отношение

48.545.4/

=rS , что показывает пригодность механизма для вытяжного пресса

в конструкторском отношении и выгодно отличает его от обыкновенного

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

362

кривошипно-шатунного механизма. Ход ползуна увеличивается с увеличением любого из

параметров, за исключением величины

, с увеличением

ход ползуна уменьшается,

данная закономерность справедлива для двух механизмов. Наиболее эффективно на

величину хода ползуна сказывается изменение параметров

,,.

Анализ кривой изменения скорости (рис. 2, б) позволяет сделать следующие выводы:

1. Почти постоянная скорость ползуна на значительной нижней части его прямого

хода обеспечивает оптимальные условия вытяжки. Механизм с синхронным вращением

кривошипов имеет более продолжительную часть участка постоянной скорости на рабочем

ходе, но меньшую скорость обратного хода.

2. В связи с тем

, что скорость вытяжки близка к постоянной, давление при вытяжке

также мало изменяется, что повышает качество изделия.

3. Средняя скорость двойного хода, равная 1,35 скорости на участке вытяжки,

позволяет увеличить производительность автоматизированного пресса по сравнению с

обычным кривошипно-шатунным примерно в 2 раза.

Из полученных графиков в пределах изменения относительных параметров (табл. 1)

можно сделать

вывод, что наиболее рациональными для осуществления операции глубокой

вытяжки является сочетание параметров приведенных в табл. 3.

Таблица 3

Благоприятные сочетания относительных параметров механизма

Противоположное

направление

5.64-5.70 28-30 23.2-24.4 30.3-30.9 23.6-24.2 12.9-13.4

Одностороннее

направление

5.89-5.93 28.5-31.2 25.2-25.8 31.1-31.9 22.4-25.3 12.9-14.2

Выводы

Исследование кинематических характеристик многозвенного зубчато-рычажного

исполнительного механизма пресса с использованием метода компьютерного моделирования

позволяет дать ряд рекомендаций по выбору рациональных размеров звеньев при его

проектировании, избежать выбора соотношений относительных параметров, при которых

возможны резкие перепады скорости и как следствие разрушение рабочих частей механизма.

Также позволяет значительно упростить и

ускорить работу конструктора при выборе

рациональных соотношений параметров при проектировании специализированного

оборудования.

ЛИТЕРАТУРА

1. Привод для вытяжка глубоких цилиндрических изделий / Нисимия Сигэхару,Тацуно Норидзо. Япония,

патент, кл. 73В272 (В 30 В 1/26).

2. Фейган М.М. Кинематика и конструкция высокопроизводительного вытяжного пресса.

3. Кривошипные кузнечно-прессовые машины / В.И. Власов, А.Я. Борзыкин, И.К. Букин-Батырев и др.;

Под редакцией В.И. Власова. – М.: Машиностроение, 1982.

– 424 с.: ил.

4. Горяйнов В.И., Смирнов А.М. Проектирование приводов, систем включения и станины кривошипных

прессов: Учеб.пособие. – М.: Мосстанкин. 1988. – 80 с.

Смирнов А. М. –

д-р техн. наук, проф. МГТУ «СТАНКИН»;

Кричун А. А. –

магистр МГТУ «СТАНКИН».

МГТУ «Станкин» – Московский государственный технологический университет

«Станкин», г.Москва, Россия.

smirn@stankin.ru

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

363

УДК 621.735.06 : 621.97

Устинов В. Е.

Ерёмкин Е. А.

АВТОМАТИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОР СКОРОСТИ ПРЕССОВАНИЯ

Научно-техническая революция XX века вызвала бурный рост потребностей в изделиях

из труднодеформируемых новых материалов, а также в крупногабаритных монолитных

изделиях высокой жестокости и прочности. Для этих изделий разрабатываются способы их

получения и соответствующее технологическое оборудование. Применение в

горячештамповочном производстве «универсальных» прессов с большим рабочим ходом для

точной штамповки нерационально, так

как некоторые технологические процессы требуют

точного регулирования скорости рабочего хода. Многие материалы чувствительны к скоростям

деформирования и изменению её в процессе штамповки. При высоких скоростях прессования

алюминиевых сплавов поверхностные слои изделия нередко растрескиваются. Поэтому

горизонтальные прессы работают с очень низкими скоростями рабочего хода подвижной

поперечины (2–10 мм/с). Величины предельно допустимых скоростей

прессования

определяются свойствами прессуемого сплава. При прессовании стали и малопластичных

сплавов необходимо, чтобы скорость рабочего хода была высокой (до 0,4 м/с), иначе заготовка

быстро остынет. При безуклонной штамповке на прессах необходимое качество изделия

гарантируется некоторой оптимальной скоростью, которая может изменяться во время

рабочего хода в зависимости от заполнения металлом полости

штампа [1].

Для поддержания постоянной оптимальной скорости применяют специальные

устройства – автоматические регуляторы. Посредством дросселирования рабочей жидкости

они поддерживают скорости постоянными, несмотря на переменное сопротивление

деформированию.

Скорость движения рабочих частей пресса в любой гидравлической системе

определяется только силовой характеристикой процесса и конструкцией собственно пресса.

Чем больше недогружен пресс по усилию, чем больше путь

деформации, т. е. чем выше

заготовка и чем меньше масса подвижных частей пресса, тем большую скорость

деформирования разовьет пресс.

С большой скоростью можно осуществлять только основные стадии осадки,

предварительной штамповки и прессования с запасом усилия.

Окончание всех операций, а также окончательная штамповка-калибровка из-за малых

участков разгона и запаса

усилия невозможно производить с большой скоростью. Если пресс

развивает усилие ступенчато, то на стыке между ступенями происходит остановка пресса, и в

зависимости от силовой характеристики скорости на каждой ступени могут быть

различными. Возможно как повышение, так и понижение скорости от ступени к ступени.

Однако, как правило, чем выше ступень усилия, тем

ниже скорость деформирования.

Ступенчатое нагружение расчленяет общий путь деформации на участки, поэтому

максимальные и средние скорости процессов ниже, чем при деформации с одноступенчатым

нагружением.

Экспериментальные исследования процессов осадки, штамповки и прессования

подтверждают описанное выше [2-4].

Существующие регуляторы скорости в основном применяются для регулирования и

поддержания на заданном уровне малых и постоянных

скоростей штамповки, при медленно

меняющихся динамических процессах. Поэтому такие регуляторы показали высокую

скорость регулирования и нашли широкое применение в основном для прессования

алюминия.

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

364

Для прессования сталей, для которых наблюдаются большие скорости

деформирования, процесс прессования заканчивается в течении 0,3-0,7 с, существующие

регуляторы не пригодны из-за больших перерегулирований скорости сопровождающиеся

гидравлическими ударами.

Предлагаемый регулятор обеспечивает высокое качество стабилизации заданной

скорости за счет применения прогнозирующего устройства, компенсирующего запаздывание

в канале регулирования скорости.

Рис. 1. Блок-схема автоматического регулятора скорости прессования.

С помощью блока выбора режимов управления БРУ машинист пресса с пульта

управления выбирает режим работы пресса П (ручной Ру или автоматический Ау). При

ручном управления регулятор скорости РС отключен от усилителя мощности У с помощью

ключа КЛ. Управление прессом машинист производит вручную с

помощью задатчика

положения клапанов ЗПК, а контроль скорости процесса штамповки производится с

помощью индикатора скорости ИС. Датчики положения исполнительного механизма ИМ и

клапанного распределителя КР, ручного ДПР и автоматического управления ДПА

предназначены для контроля положения исполнительных механизмов преобразующих

механические перемещения исполнительного механизма в электрические сигналы.

Датчики скорости ДС и давления

ДД в рабочих цилиндрах служат для получения

электрических сигналов пропорциональных скорости процесса и давлению в рабочих

цилиндрах соответственно. Задатчик скорости холостого хода ЗСХ служит для задания

скорости перемещения подвижной поперечины без сопротивления металла деформированию.

Причем задатчик скорости холостого хода механически связан с задатчиком положения

клапанов ЗПК. Электрические сигналы задатчика положения клапанов

ЗПК и задатчика

скорости холостого хода ЗСХ пропорциональны скорости перемещению подвижной

поперечины без сопротивления деформированию при условию, что статические

характеристики пресса – линейны.

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

365

Усилитель мощности У предназначен для усиления рассогласования системы до

мощности достаточной для управления положением механизма.

Прогнозирующее устройство ПУ предназначено для прогнозирования величины

скорости подвижной поперечины с целью компенсации запаздывания по каналу

регулирования скорости подвижной поперечины и получения высокого качества процесса

скорости штамповки и прессования. Сумматор сигналов Σ предназначен алгебраического

суммирования сигналов

регулятора скорости.

При установки с помощью блока режимов управления БРУ ручного режима РУ

регулятор скорости включается от усилителя мощности У с помощью ключа КЛ. Заданная

скорость устанавливается с помощью задатчика положения клапанов ЗПК вручную по

индикатору скорости ИС.

В процессе прессования изменяется сопротивление поковки деформированию,

изменяется, следовательно, и скорость деформирования,

которую машинист с помощью

задатчика ЗПК поддерживает на заданном уровне по индикатору ИС. Качество прессования в

этом случае зависит, в основном от квалификации машиниста, его психофизического

состояния. При установке с помощью блока режимов управления БРУ режима

автоматического управления АУ, с помощью ключа КЛ к усилителю мощности У

подключается сумматор регулятора Σ

. При задании задатчиком положения клапанов ЗПК по

шкале V заданной скорости прессования, машинист отпускает ЗПК, а регулятор скорости с

выхода сумматора Σ через ключ КЛ посылает на вход усилителя мощности У сигнал

коррекции задания скорости в зависимости от изменения сопротивления поковки

деформированию с учетом компенсации запаздывания в цепях управления. Скорость

прессования

поддерживается регулятором скорости на заданном уровне в процессе всего

времени прессования автоматически.

Современные требования, предъявляемые к техническому уровню продукции

машиностроения, уже на стадии проектирования обуславливают необходимость

динамических расчётов машин с целью оптимизации конструкции. Речь идёт о численном

эксперименте, т.е. о проведении исследований, не на реальной машине или

экспериментальной установке, а

с помощью математической модели, которая достаточно

точно отражает основные свойства физического прототипа. Преимущества такого подхода

очевидны. Появляется возможность рассмотреть различные варианты, что увеличивает

вероятность создания оптимальных конструкций, сократит время наладки опытных образцов,

частично или полностью отпадёт необходимость в проведении натурных экспериментов. Был

проведен анализ динамической модели гидравлического штамповочного пресса с

насоснно-

аккумуляторным приводом усилием 750 МН [5]. Графики динамических процессов

представлены на рисунке 2.

Математически уравнения регулятора скорости представлены совместно с уравнением

прогнозирующего устройства. В динамической модели было применено уравнение

прогнозирующего устройства с учетом использования реального запаздывания объекта-

пресса из работ [6-7].

При анализе динамической модели система настраивалась на бесступенчатое

изменение усилия, при этом скорость

деформирования задавалась по времени

деформирования или в зависимости от перемещения подвижной поперечины.

На рисунке обозначены S – перемещение подвижной поперечины, P – усилие

прессования, V – скорость перемещения подвижной поперечины, j – ускорение поперечины,

h – величина открытия рабочего впускного клапана.

Динамика пресса при регулировании скорости по времени деформирования

представлена на рисунке 2а. Скорость поперечины настраивалась на величину 50 мм/с

период времени до 60 с. и 12 мм/с на последующий период до конца процесса. Анализ

графика показывает, что в момент закрытия клапана t = 20 c. происходит спад усилия и

соответственно давления в рабочих цилиндрах. Это может привести к гидроудару.

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

б)

г)

а)

в)

Рис. 2. Графики динамических процессов гидравлического штамповочного пресса с насоснно-аккумуляторным приводом и

регулятором скорости усилием 750 МН

-50

100

150

200

250

300

350

1 21 41 61 81 101 121 141

t, c

V*0,3,мм/с; P,

МН; h, мм; j*0,3

мм/с

; S, мм

-50

100

150

200

250

300

350

1 21416181101121141

t, c

V*0,3,мм/с; P,

МН; h, мм; j*0,3

мм/с

; S, мм

-50

100

150

200

250

300

350

1 21416181101121141

t, c

V*0,3,мм/с; P,

МН; h, мм; j*0,3

мм/с

; S, мм

-50

100

150

200

250

300

350

1 21 41 61 81 101 121 141

t, c

V*0,3,мм/с; P,

МН; h, мм; j*0,3

мм/с

; S, мм

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

То же происходит при открытии клапана t = 27c., динамические процессы гидропресса

не стабильны, следует резкий скачок давления, и возможность гидроудара увеличивается, что

доказывает так же резкое изменение ускорения подвижной поперечины. Погрешность

регулирования на первом этапе составила около 3% на втором около 10%.

На рисунке 2б показаны кривые динамических процессов в гидроприводе пресса при

регулировании скорости

по перемещению подвижной поперечины. Скорость поперечины

настраивалась на величину 50мм/с при перемещении рабочего инструмента до 160 мм, на

оставшийся период движения поперечины задавалась скорость 12 мм/с. Динамические

процессы в приводе оказались ещё более не стабильными. Погрешность увеличилась до 17%

на первом участке, на втором осталась прежней около 10% и оставалась более стабильной

до

окончания процесса.

Динамическая модель пресса позволила подобрать оптимальные параметры

регулятора скорости с точки зрения поддержания скорости. Были подобраны постоянные

времени усилителя, регулятора, коэффициенты пропорциональности. Процессы,

происходящие в приводе пресса при оптимальных параметрах, представлены на

рисунках 2, в, 2, г. Кривые на рисунке 2, в показывают уменьшение возможности гидроудара

при увеличении точности поддержания скорости

, погрешность на всем пути составляет 5%.

На рисунке 2, г можно наблюдать оптимальные процессы в гидроприводе, если в качестве

критерия оптимизации принять уменьшение возможности возникновения гидроударов. При

этом скорость подвижной поперечины увеличивается на обоих участках, и погрешность

составляет около 17%.

Выводы

Повысить точность, качество и увеличить выпуск штампованных изделий, снизить

расход металла, улучшить

условия труда прессовщиков можно путем оснащения

действующих и вновь выпускаемых прессов автоматическими регуляторами скорости

прессования. Для поддержания скорости штамповки с небольшими погрешностями (до 5%

от заданной скорости прессования) необходимо использовать в конструкциях регуляторов

прогнозирующие устройства текущей скорости прессования. Необходимо подбирать

оптимальные параметры регуляторов. Для этой цели можно использовать существующую

динамическую модель гидравлического

пресса или определять их экспериментально.

Разработан регулятор скорости, обеспечивающий оптимизацию температурно-скоростного

режима прессования и оптимальное заполнение металлом полости штампа, согласно с

требованиями технологического процесса, который можно использовать в гидравлических

прессах с НАС различных конструкций.

ЛИТЕРАТУРА

1. Белов А.Ф. Объемная штамповка на гидравлических прессах. - 2е. изд., перераб. и доп. / А.Ф. Белов,

Б.В. Розанов, В.П. Линц - М.: Машиностроение, 1986. – 240 с., ил.

2. Пылайкин П.А. Анализ разрушений базовых деталей мощных гидравлических прессов // Кузнечно-

штамповочное производство - 1986. - №3. - С. 21-27.

3. Сурков И.А. Состояние и перспективы обеспечения прочностной

надежности базовых деталей

мощных гидравлических прессов // Заготовительные производства в машиностроении – 2004. - №3. - C. 45-56.

4. Сурков И.А. Установление причин и предупреждение разрушений колонн мощных гидравлических

прессов // Кузнечно-штамповочное производство. Обработка материалов давлением – 2004. - №3. – C. 34-38.

5. Устинов В.Е. Исследования на ЭВМ влияния параметров штамповочного гидравлического пресса с

насосно-аккумуляторным приводом и регулятором усилия на качество

изготовления изделий / В.Е. Устинов,

Е.А. Ерёмкин // Удосконалення процесів та обладнання обробки тиском в машинобудуванні і металургії: Зб.

наук. пр. – Краматорськ, 2001. – 675 с.

6. Устинов В.Е. Влияние параметров комплекса пресс-поковка-сервопривод-регулятор на точность и

производительность автоматизированной ковки: Дис. на соиск. канд. тех. наук. – Краматорск, 1986.-327 с.

7. Устинов В.

Е. Аналитическое выражение прогнозирования скорости подвижной поперечины на

рабочем ходе // Удосконалення процесів та обладнання обробки тиском в машинобудуванні і металургії: Зб.

наук. пр. – Краматорськ – Слов’янськ, 2000. – 506 с.

Устинов В. Е. – канд. техн. наук, доцент ДГМА;

Ерёмкин Е. А. – канд. техн. наук, ст.преп. ДГМА.

ДГМА

– Донбасская государственная машиностроительная академия, г. Краматорск.

mto@dgma.donetsk.ua

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

368

УДК 621.226

Шинкаренко О. М.

Корчак Е. С.

УПРАВЛЕНИЕ ПРОЦЕССОМ ТОРМОЖЕНИЯ ПОДВИЖНОЙ ПОПЕРЕЧИНЫ

КОВОЧНОГО ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРЕССА

Внедрение систем автоматического управления (САУ) ковочными прессами

возможно только при наличии достоверных математических моделей всех этапов машинного

цикла и построенных на основе их анализа эффективных алгоритмов и блок-схем САУ

прессами.

В состав всех современных САУ прессами входит такой элемент, как управляющая

вычислительная машина (УВМ), позволяющая повысить производительность ковки и

точность поковок, а также реализовать управляющие алгоритмы и программы. При

прогнозировании выбегов поперечины на рабочем и возвратном ходах, помимо ее текущей

координаты и скорости, учитывает целый ряд других факторов: свойства и характеристики

обрабатываемого материала, особенности технологического процесса, инерционность

подвижных частей, параметры гидропривода, характеристики регулирующих клапанов [1].

Причем быстродействие и точность выполняемых прессом

операций во многом зависят от

степени соответствия математических моделей реальным процессам. Как показывает анализ

существующих САУ ковочными прессами, наиболее распространенными и надежными

являются САУ, воздействующие на регулирующий орган пресса релейно с автоматическим

упреждением [2].

САУ релейного типа просты в реализации, поскольку их исполнительные механизмы

по сигналам управляющих блоков перемещают регулирующие органы

из одного крайнего

фиксированного положения в другое. Благодаря этому обеспечивается повышенная

устойчивость исполнительной части САУ с исключением вибраций и автоколебаний. При

этом команда на релейное закрытие регулирующего клапана при подходе поперечины к

заданному размеру должна вырабатываться с упреждением, равным по величине сумме

ожидаемых скоростного и инерционного выбегов поперечины. Прогнозирование возможных

выбегов

поперечины и определение момента включения команды на останов осуществляется

УВМ с использованием соответствующей математической модели торможения [3].

Целью данной работы является разработка алгоритма и блок-схемы САУ ковочным

прессом, прогнозирующей возможные выбеги поперечины с использованием

математических моделей ее торможения на рабочем и возвратном ходе.

Рассмотрим математические модели торможения подвижной поперечины на

рабочем

и возвратном ходах. При торможении подвижных частей пресса гидропривод должен не

только поглотить кинетическую энергию подвижных частей, но и обеспечить оптимальный

закон движения, при котором создаются наиболее благоприятные условия для выполнения

технологического процесса, и обеспечивается наибольшая производительность машины. Для

получения наибольшей точности ковки должны быть исключены условия, способствующие

возникновению колебаний

и ударов, а также динамических перегрузок частей пресса [4].

Исследования динамических и силовых особенностей торможения подвижных частей

в период рабочего и возвратного ходов показали, что для построения математической

модели торможения движение поперечины целесообразно разбить на два этапа, существенно

отличающихся динамикой:

- в процессе закрытия регулирующего клапана (скоростной выбег);

- после закрытия регулирующего

клапана (инерционный выбег).

Рабочий ход.

На первом этапе торможения приведенная скорость жидкости на первом участке

гидропривода “НАС – клапан” (рис.1) под воздействием закрывающегося клапана падает

быстрее, чем скорость поперечины и приведенная к ней скорость жидкости на втором

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

369

участке “клапан – рабочий цилиндр”. По мере закрытия клапана разница приведенных

скоростей жидкости на первом и втором участках гидропривода возрастает и достигает

максимума в момент полного закрытия клапана, когда поток жидкости на первом участке

остановлен и его взаимодействие со вторым участком прекратилось. Таким образом, на

первом этапе торможения жидкость в магистрали “НАС

– пресс” и металлические

подвижные части, двигавшиеся до закрытия клапана как одна масса, приобретают характер

двухмассовой системы.

Рис. 1. Схема магистралей “НАС – пресс – НСБ”.

При этом разделителем масс служит закрывающийся регулирующий клапан. Поэтому

при составлении расчетной схемы первого этапа торможения (рис.2а) одной из масс

двухмассовой системы приняли приведенную к поперечине массу жидкости на первом

участке гидропривода, а второй – сумму масс металлических подвижных частей и жидкости

на втором

участке гидропривода

Элементом, связывающим обе массы, приняли невесомую пружину, параметры

которой соответствуют приведенной упругости второго участка гидропривода.

a) б)

Рис. 2. Расчетные схемы торможения поперечины на рабочем ходе.

За основу математической модели первого этапа торможения взяли уравнение

Рикатти, разделив его на два уравнения, соответствующие первому и второму участкам

гидропривода и связанные между собой упругой составляющей:

⎪

⎩

⎪

⎨

⎧

()

0RSSKc

0SSKc

n1212

1211

=+−⋅+−⋅

=−⋅−−

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

⋅

⎥

⎦

⎤

⎢

⎣

⎡

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

−

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

−

⋅α+⋅+⋅

⋅

, (1)

где

– приведенные к поперечине массы на первом и втором участках

гидропривода;

– активные силы, воздействующие на приведенные массы;

Обработка материалов давлением №1 (19), 2008

370

b – приведенные к поперечине гидравлические сопротивления магистрали;

S ,

S – пути

первой и второй приведенных масс;

– коэффициент качества гидросистемы;

t – время

закрытия регулирующего клапана при торможении поперечины;

n – показатель вида

конструктивной характеристики регулирующего клапана;

K – приведенная к поперечине

линейная жесткость упругих элементов на втором участке гидропривода;

R –

сопротивление поковки деформированию во время первого этапа торможения.

Член в квадратных скобках первого уравнения системы (1) представляет собой

коэффициент, учитывающий прирост гидравлического сопротивления регулирующего клапана в

ходе его закрытия. Коэффициент

α указывает на степень искажения скоростной характеристики

клапана под влиянием гидравлического сопротивления магистрали “НАС – пресс”.

Анализ уравнения (1) показывает, что малое (меньше 0.1с)

t, с одной стороны, не

приводит к повышению точности ковки из-за высокой скорости поперечины в момент

закрытия клапана, а с другой – сопровождается интенсивными гидроударами при

торможении. С увеличением

t торможение поперечины происходит более интенсивно, что

гарантирует от значительных инерционных выбегов. Весьма важным является выбор закона

изменения проходного сечения клапана по мере его открытия, т.е. вида его конструктивной

характеристики. Наибольшее применение в промышленности получили клапаны с

характеристиками трех видов: степенной n =0.5, линейной n =1.0 и квадратичной n=2.0.

Анализ показал, что наиболее благоприятную динамическую

картину при интенсивном

торможении обеспечивает клапан с квадратичной характеристикой, удовлетворительную – с

линейной и практически неприемлем для эксплуатации клапан со степенной (релейной)

характеристикой.

На втором этапе торможения в результате закрытия регулирующего клапана

происходит полное разделение двух участков гидропривода, в результате чего

взаимодействие приведенных масс

a и

a прекращается. Первая масса полностью

затормаживается клапаном, а вторая продолжает свое движение. В связи с отключением

аккумулятора энергетический запас пресса уже ничем не пополняется. Накопленные

кинетическая и потенциальная энергии расходуются, в основном, на продвижение

поперечины вниз и преодоление сил сопротивления. Если до закрытия клапана

сопротивление поковки деформированию растет, т.е. она

упрочняется, а на первом этапе

торможения – остается примерно постоянным, то на втором этапе торможения, как показали

исследования промышленной ковки высоколегированных сталей, сопротивление поковки

убывает, т.е. она, находясь под гидростатическим давлением, интенсивно разупрочняется,

что и является основной причиной повышенных выбегов поперечины после закрытия

клапана. В результате открытия сливного клапана рабочих цилиндров

, гидростатическая

сила, действующая на поковку, также убывает. Взаимодействие сил с подвижной

поперечиной на втором этапе торможения показано на расчетной схеме (рис.2б).

За основу математического описания второго этапа торможения приняли второе

уравнение системы (1), описывающее движение приведенной массы

a , добавив выражения,

аппроксимирующие переменное (убывающее) сопротивление поковки деформированию и

разгрузку рабочих цилиндров от давления

()

0tKRtKSSKc

3n2max1212

=⋅−+⋅+−⋅+−⋅ , (2)

где

K – коэффициент интенсивности разгрузки рабочих цилиндров от давления;

K – коэффициент интенсивности разупрочнения металла поковки;

max1

S – путь,

пройденный массой

a к моменту закрытия клапана; m – показатель степени

разупрочнения.

Анализ уравнения (2) показал, что выбег поперечины после закрытия клапана

является результатом сложного взаимодействия ряда сил: инерционных, гидростатических,