авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 6 | 7 || 9 | 10 |   ...   | 16 |

«ПРЕДИСЛОВИЕ Гидравлические и пневматические приводы являются важ нейшими элементами современных транспортно технологических машин и оборудования: автомобилей, подъемно ...»

-- [ Страница 8 ] --

Коэффициент полезного действия объемного гидро или пневмопривода с последовательно установленным дросселем определяется выражением h = Nп/N, (6.4) где Nп = DрцQц — полезная мощность или мощность потока рабочей среды в силовом цилиндре;

N = рнQн — мощность потока рабочей среды, создаваемо го насосом.

Определим условие, при котором Nп будет иметь максимальное значе ние. Для этого продифференцируем Nп по Dрц и результат приравняем нулю:

d1 23pдр dNп 4 7 3p 5 S 8, так как 3рдр 4 рн 6 3рц, d(3pц ) d(3pц ) ц др др 9 то dNп 5 2( pн 7 8pц ) dNп 9 8pц др Sдр d(8pц ) d(8pЦ )   3 1 рн 7 8рц 2 4 2d 9 др Sдр 8рц d(8pц ) 8pц 25 9 др Sдр 8pн 7 8pц 7 9 0. (6.5) 2 pн 7 8pц   После преобразования можно записать 2рн – 2Dрц – Dрц = или 1рц 2 р. (6.6) 3н Докажем, что при этом значении Dрц полезная мощность Nп = Nmax. Для этого продифференцируем выражение для Nп во второй раз:

258 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 2pц 2d3 d2 Nп 5 6 др Sдр p 1 2pц 1 9 d(2pц ) 7 н d(2pц ) 2 pн 1 2pц 1 51 1 2pц ( pн 1 2pц ) 2 0. (6.7) pн 1 2p ц Так как рн Dрц, то все члены выражения (6.7) отрицательные и, следова тельно, Nп = Nп max. Из формулы (6.6) следует, что для получения макси мальной величины полезной мощности одна треть давления, создаваемого насосом, должна быть потеряна. Определим максимальное значение КПД гидропривода с учетом следующего выражения:

1 др Sдр ( p 2 3pц ) 3p Q 3p 3p 5 3p 4н N 78 п 8 ц ц 8 ц 8 ц 91 2 ц. (6.8) pн pн Nн pн Qн pн 1 др Sдр pн При нагрузке R = 0 предохранительный клапан закрыт и расход через дроссель равен подаче насоса Qдр = Qн.

При R = 0, р2S = рслS, p2 = pсл, Dрдр = р1 – рсл = рн.

2 При Dрц = р2 – рсл = 0, Qн 1 Qдр 1 2 др Sдр ( p 3 pсл ) 1 2 др Sдр p.

41 4н Определим величину hmax, для чего в выражение (6.8) подставим выраже ние (6.6):

2 2 12 13 2 4 0,385.

3 3 Столь низкое значение hmax объясняется тем, что даже на оптимальном режиме работы гидро или пневмопривода только часть подачи насоса на правляется в силовой цилиндр (остальная часть проходит через предохрани тельный клапан) и лишь 2/3 давления, создаваемого насосом, используется в силовом гидро или пневмоцилиндре (остальная часть теряется в дросселе), т. е. потери мощности происходят одновременно в дросселе и в предохрани тельном клапане. Скорость движения выходного звена силового гидро или пневмоцилиндра также зависит от дав а б ления настройки предохранительного клапана рк, с ростом которого она уве личивается (рис. 6.4).

Гидро и пневмоприводы с дросселем, установленным на входе в двигатель, не пригодны для работы в режиме с отрица тельными нагрузками. Нагрузка отрица Рис. 6. тельна, если ее направление совпадает с Зависимость скорости направлением движения выходного зве выходного звена от давления настройки предохранительного клапана рк (а) на. Под действием отрицательной на и нагрузки R (б):

грузки скорость выходного звена может а — р р р р р ;

б — R R к5 к4 к3 к2 к1 1 увеличиться настолько, что произойдет R3 R4 R5.

6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА разрыв сплошности потока в рабочей полости цилиндра и движение поршня станет неуправляемым, так как в сливной магистрали отсутствуют тормозные или демп фирующие устройства. В случае схемы с дросселем на выходе (рис. 6.5) скорость перемещения выходного зве на (штока) определится выражением (6.1), а расход рабо чей жидкости через цилиндр — с помощью зависимости 21pдр Qц 2 Qдр 2 3 др Sдр. (6.9) Рис. 6. Схема Потеря давления в дросселе (рис. 6.5) равна гидропривода Dрдр = р2 – рсл = рн – Dрц.

с дросселем (6.10) на выходе:

Условия равновесия сил на силовом цилиндре без уче ИО — исполнительный орган.

та сил трения определятся выражением р1S – р2S = ±R или (р1 – р2) = ±R/S. (6.11) Подставляя выражения (6.10) и (6.11) в уравнение (6.9), получим 1 2 R Qц 3 4 др Sдр p1 ;

(6.12) 5нS 1 Sдр 2 R v 3 4 др p1. (6.13) 5нS S Из выражения (6.13) следует, что зависимость скоростной нагрузки та кая же, как и в случае расположения дросселя на входе в гидро или пневмо цилиндр.

Преимуществами этой схемы являются:

§ возможность регулирования скорости движения выходных звеньев гид ро или пневмодвигателей при знакопеременных нагрузках, быстрая их затормаживаемость;

§ отвод теплового потока, выделяющегося при дросселировании рабочей среды в бак, минуя гидродвигатель.

Недостатки этой схемы заключаются в:

§ зависимости скорости движения выходного звена от нагрузки и от давле ния настройки предохранительного клапана;

§ меньшем по сравнению со схемой с дросселем на входе в двигатель КПД, так как часть мощности гидро или пневмодвигателя затрачивается на преодоление противодавления р2.

6.1.2. ПАРАЛЛЕЛЬНОЕ ВКЛЮЧЕНИЕ ДРОССЕЛЯ Параллельное включение дросселя предполагает его установку параллель но гидро или пневмодвигателю в линии, соединяющей напорную магист раль со сливной (рис. 6.6).

Поток рабочей среды Qн, подаваемой насосом Н, разветвляется на две части: часть расхода Qц направляется в цилиндр Ц, другая часть Qдр прохо 260 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН дит через дроссель Др. Клапан ПК является в этом слу чае предохранительным и открывается лишь при недо пустимом повышении давления в системе. Скорость вы ходного звена v регулируется изменением проходного сечения дросселя Sдр. Чем оно меньше, тем большая часть подачи насоса поступает в гидро или пневмоцилиндр и, следовательно, тем выше скорость его выходного звена, например штока. При полном закрытии дросселя эта ско рость достигает максимального значения. Полному от крытию дросселя соответствует минимальное значение скорости выходного звена. Найдем нагрузочную харак Рис. 6. Схема теристику гидро или пневмопривода, т. е. зависимость гидропривода скорости движения выходного звена от нагрузки при раз с параллельным включением личных значениях площади проходного сечения дроссе дросселя ля v = f(R;

Sдр).

Скорость перемещения выходного звена рассчитывается с помощью вы ражения (6.1). Расход рабочей среды определяется следующей зависимостью:

Qц = Qн – Qдр. (6.14) Тогда скорость движения выходного звена определяется выражением Qдр v1 Qн. (6.15) S S Расход жидкости через дроссель определяется с помощью зависимости (6.9). Из рис. 6.6 следует, что Dрдр = р1 – рсл = рн = Dрц. (6.16) Запишем уравнения равновесия поршня без учета сил трения:

р1S = рслS + R, (6.17) из которого следует, что перепад давления на гидро или пневмоцилиндре будет Dрц = р1 – рсл = R/S. (6.18) Подставим выражения (6.17) и (6.18) в уравнение (6.9):

21pдр 2R Qдр 2 3 др Sдр 2 3 др Sдр. (6.19) 4 4S Подставим выражение (6.19) в уравнение (6.15) и получим зависимость для скорости перемещения выходного звена гидро или пневмодвигателя:

Sдр Qн 2R v1 2 3 др. (6.20) 4S S S При нагрузке R = 0 скорость движения v = vmax = Qн/S и не зависит от площади проходного сечения дросселя Sдр. Из уравнения (6.20) также следует, 6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА что, в отличие от нагрузочных характеристик при последовательном вклю чении дросселя, характеристики при параллельном включении дросселя имеют противоположную кривизну и выходят из одной точки, соответст вующей vmax и R = 0 (рис. 6.7).

Нагрузка Rmax, вызывающая торможение выходного звена, увеличивает ся с уменьшением степени открытия дросселя и стремится к бесконечности при Sдр = 0. При параллельном включении дросселя исключается возмож ность регулирования скорости движения выходного звена при направлении нагрузки вдоль штока в сторону его перемещения.

КПД гидро или пневмопривода в этом случае при пренебрежении поте рями в линиях определится выражением 1p Q 2 N 23 п 3 ц ц ц н. (6.21) N pн Qн Так как рн = Dрц, то Q 1 2 ц 1н 1ц (6.22) Qн или vS1н 1ц 12. (6.23) Qн Из выражения (6.23) следует, что без Рис. 6. учета КПД насоса hн и КПД гидроцилинд Зависимость скорости движения выходного звена нагрузки при ра hц КПД гидропривода h пропорциона различной степени открытия лен скорости движения его выходного зве дросселя: Sдр max Sдр1 Sдр2 Sдр на (рис. 6.8а).

Так как Qц = Qн – Qдр, то, подставляя это выражение в уравнение (6.22), получим h = (Qн – Qдр)hнhц/Qн = = (1 – Qдр/Qн)hнhц. (6.24) Из уравнения (6.24) следует, что КПД гидро или пневмопривода определяется Рис. 6. расходом рабочей среды через дроссель, Зависимость КПД гидропривода с увеличением которого h уменьшается.

от скорости движения выходного звена С учетом того, что КПД насоса hн и гидро цилиндра hц зависят от подачи насоса Qн и расхода гидроцилиндра Qц, кото рые достигают максимального значения при номинальных значениях этих расходов, КПД гидропривода также достигает своего максимального значе ния при определенной величине расхода Qц и соответственно скорости дви жения выходного звена гидроцилиндра (рис. 6.8б).

Общий недостаток схем с дроссельным регулированием состоит в том, что скорость движения выходного звена зависит от нагрузки. Для устране ния этой зависимости применяют схемы с регулятором расхода (рис. 6.9а, б) [12]. В этом случае регулятор расхода 5 установлен на выходе из цилиндра 262 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 6. Зависимость скорости движения Рис. 6. выходного звена от нагрузки в Типовые схемы применения схеме с регулятором расхода регулятора расхода типа МПГ55 (рис. 6.9а). Рабочая жидкость, подаваемая насосом 1, поступает под давле нием, определяемым настройкой предохранительного клапана 2, через рас пределитель 3 в поршневую полость цилиндра 4, а из штоковой полости через распределитель и регулятор расхода сливается в бак. Регулятор обеспе чивает постоянство скорости движения выходного звена цилиндра незави симо от нагрузки R. Подключение дополнительных дросселей 7 и 9 (рис. 6.9б), шунтируемых распределителями 6 и 8, позволяет ступенчато изменять ско рость, причем регулятор расхода обеспечивает постоянство перепада давле ний на всей дроссельной цепочке, так как отверстие для дистанционного управления соединено с баком.

Нагрузочная характеристика гидропривода для этого случая представле на на рис. 6.10, из которого следует, что на участке 1–2 скорость движения выходного звена незначительно уменьшается с увеличением нагрузки. Это объясняется увеличением утечек рабочей жидкости за счет увеличения дав ления в системе с ростом нагрузки.

Крутой спад на участке 2–3 объясняется открытием предохранительного клапана при давлении в системе, превышающем максимально допустимое давление, и резким уменьшением расхода рабочей жидкости, подаваемой в гидроцилиндр.

6.2. ОБЪЕМНОЕ (МАШИННОЕ) РЕГУЛИРОВАНИЕ При объемном регулировании в каждый момент времени со блюдается соответствие производительности насоса Qн = qнnн расходу гидро двигателя Qд, т. е.

Qнhон = Qд/hод + qсж. (6.25) Если в качестве гидродвигателя в гидроприводе использован гидромо тор, для которого Qд = qдnд, то без учета изменения расхода qсж, вызванного сжимаемостью рабочей жидкости, угловая скорость вращения вала гидро мотора определяется уравнением 6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА qн nд 1 n2 2, (6.26) qд н он од где qн и qд — соответственно рабочие объемы насоса и гидромотора;

hон и hод — соответственно объемные КПД насоса и гидромотора;

nн — угловая скорость вращения вала насоса.

Из уравнения (6.26) видно, что при постоянных nн и hон изменение угло вой скорости вращения вала гидромотора может быть достигнуто изменени ем qн (объемное регулирование насосом), или qд (объемное регулирование дви гателем), или qн и qд (объемное регулирование насосом и гидродвигателем).

В первом случае в гидропередаче установлен регулируемый насос и нерегули руемый гидромотор, во втором — нерегулируемый насос и регулируемый гид ромотор, а в третьем — регулируемые насос и гидромотор (рис. 6.11).

Принципиальная схема гидропередачи с замкнутой системой циркуля ции рабочей жидкости с реверсируемыми регулируемыми насосом 1 и гидро мотором 2 приведена на рис. 6.11а. На этом рисунке клапаны 3 — предохра нительные, настраиваемые на рабочее давление;

нерегулируемый насос предназначен для восполнения объемных потерь в гидросистеме;

клапан 5 — переливной, ограничивает давление в системе подпитки, а обратные клапа ны 6 — блокировочные.

Изменение скорости движения исполнительных механизмов достигает ся путем регулирования, которое может быть объемным, дроссельным, объ емно дроссельным и при помощи приводящего двигателя. В практике наи большее применение имеют первые три способа регулирования.

Наименьшая и наибольшая угловые скорости вращения вала гидромото ра для этой гидропередачи определяются уравнениями:

qн min nд min 1 n2 2, (6.27) qд max н он од qн max nд max 1 n2 2. (6.28) qд mih н он од Рис. 6. Схема гидропередачи с объемным регулированием:

а — с гидромотором;

б — с гидроцилиндром.

264 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Из уравнения (6.28) видно, что при nн = соnst, hон = соnst и hод = соnst изменение частоты вращения гидромотора может быть достигнуто изменени ем рабочего объема насоса qн (машинное регулирование насосом), или qд (ма шинное регулирование гидродвигателем), или qн и qд (машинное регулирова ние насосом и гидромотором). В первом случае используется регулируемый насос и нерегулируемый гидромотор, во втором — регулируемый гидромо тор и нерегулируемый насос, в третьем — обе гидромашины регулируемые.

6.2.1. СХЕМА С РЕГУЛИРУЕМЫМ НАСОСОМ И НЕРЕГУЛИРУЕМЫМ ГИДРОМОТОРОМ Рабочий объем насоса может быть представлен следующей зависимостью:

qн = eнqн max, (6.29) где eн — параметр регулирования насоса, который изменяется в диапазоне -1 eн 1.

Для рассматриваемого случая рабочий объем гидромотора qд = соnst. То гда между подачей насоса и расходами гидромотора имеет место следующая зависимость:

Qд = Qнhонhод.

С учетом выражения (6.29) имеем qн max nд 1 nн 2н 3он 3од, (6.30) qд из которого следует, что максимальное значение частоты вращения гидро мотора будет при qн = qн max, т. е. при eн = 1.

Рассмотрим, как зависит крутящий момент на валу гидромотора Мд от eн или от nд.

q 1p Mд 2 д д 3мд, (6.31) где Dрд = (р2 – рсл) — перепад давления на гид родвигателе (гидромоторе).

Поскольку qд = соnst и Dрд = соnst, то и теоретический крутящий момент на валу гид ромотора Мтд = соnst (сплошная линия на рис. 6.12). В действительности, с учетом по терь, вращение вала гидромотора начнется при таком минимальном рабочем объеме на соса qн min (или emin), когда его подача Qн = qут, т. е. при такой подаче, которая компенсиру ет все объемные потери в гидроприводе. Это приводит к тому, что с увеличением частоты вращения вала гидромотора возрастают ме Рис. 6. Статические характеристики ханические потери, а с увеличением qн(eн) и гидропривода с регулируемым соответственно подачи насоса возрастают насосом и нерегулируемым гидромотором гидравлические потери в гидросистеме. Все 6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА это, вместе взятое, приводит к некоторому снижению крутящего момента на валу гидромотора Мд (пунктирная линия на рис. 6.12).

Мощность на валу гидропривода в этом случае определяется выражением N = DpдQдhмдhод = Dpдqдnдhмдhод, (6.32) из которого следует, что при Dрд = соnst, qд = соnst и hмд = hод = 1 мощность увеличивается с ростом nд или eн (сплошная линия на рис. 6.12). С учетом объемных, гидравлических и механических потерь мощность на валу гидро мотора несколько снижается с ростом рабочего объема насоса, соответствен но — параметра регулирования eн.

6.2.2. СХЕМА С РЕГУЛИРУЕМЫМ ГИДРОМОТОРОМ И НЕРЕГУЛИРУЕМЫМ НАСОСОМ В этом случае рабочий объем насоса qн = соnst, рабочий объем гидромото ра определится выражением qд = eдqд max, (6.33) где eд = qд/qд max — параметр регулирования гидромотора, который может изменяться в пределах –1 eд 1.

С учетом того, что между подачей насоса и расходом гидромотора имеет место зависимость Qд = Qнhонhод, (6.34) можно записать следующее выражение, связывающее их рабочие объемы:

qдnд = qнnнhонhод, (6.35) или с учетом параметра регулирования гидромотора eд:

eдqд maxnд = qнnнhонhод.

Откуда можно получить следующее выражение для частоты вращения вала гидромотора:

q nд 2 н nн он од. (6.36) 3д qд max Из уравнения (6.36) следует, что частота вращения вала гидромотора об ратно пропорциональна его параметру регулирования, т. е. nд ~ eд-1.

Найдем зависимости момента на валу гидромотора Мд и мощности N от частоты его вращения. Для этого в выражение (6.31) подставим зависимость (6.33):

q n 1pд Mд 2 н н 333. (6.37) 24 nд дм он од Из выражения (6.37) следует, что с ростом частоты вращения вала гидро мотора его крутящий момент уменьшается. С ростом параметра регулирова ния происходит увеличение крутящего момента. Для мощности на валу гид ромотора можно записать следующее выражение:

N = DpдQдhд, 266 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН подставляя в которое зависимость (6.34) получим следующее выражение:

N = DpдQнhонhод. (6.38) На рис. 6.13 приведены зависимости крутящего момента и мощности на валу гидромотора от частоты его выражения nд.

Теоретическая мощность (сплошная ли ния) не зависит от частоты вращения. Дей ствительная мощность уменьшается с ее ростом вследствие увеличения механиче ских потерь и уменьшения механического КПД гидромотора hмд. Рис. 6. Момент Мд min равен моменту сил тре Статические характеристики гидропривода с регулируемым ния в гидромоторе. При достижении Мд min гидромотором и нерегулируемым гидромотор останавливается вследствие насосом самоторможения.

6.2.3. СХЕМА С РЕГУЛИРУЕМЫМ НАСОСОМ И РЕГУЛИРУЕМЫМ ГИДРОМОТОРОМ Эта схема представлена на рис. 6.11а. Регулирование в этом случае осу ществляется в следующем порядке. Вначале устанавливается минимальный рабочий объем насоса, чему соответствует eн = eн min, при eд = 1 и увеличива ют eн до eн = 1 (область I на рис. 6.14). Затем при постоянном максимальном Рис. 6. Рис. 6. Зависимость частоты вращения вала Статические характеристики гидромотора от крутящего момента на нем гидропривода с объемным регулированием 6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА рабочем объеме насоса (eн = 1) уменьшают до минимального значения рабо чий объем гидромотора, чему соответствует eд min (область II на рис. 6.14).

Рассмотрим зависимость частоты вращения вала гидромотора nд от кру тящего момента на нем Мд (см. рис. 6.15).

Линии eн = 0,2... 0,8 соответствуют области I на рис. 6.14, в которой тео ретический крутящий момент не зависит от частоты вращения вала гидро мотора и в которой они теоретически должны располагаться горизонтально.

Наклон линий eн = 0,2... 0,8 объясняется ростом утечек рабочей жид кости вследствие увеличения нагрузки на валу и соответственно увеличе ния давления в гидросистеме. Увеличение утечек приводит к уменьше нию КПД hон и hод и соответственно к уменьшению расхода гидромотора Qд = qдnд, что при постоянном параметре его регулирования eд = 1 приво дит к уменьшению частоты вращения его вала. Линия АВ соответствует открытию предохранительного клапана 3 (рис. 6.11а), что приводит к воз вращению части рабочей жидкости из напорной гидролинии в сливную.

Это приводит к резкому уменьшению расхода гидродвигателя Qд = qдnд и уменьшению частоты вращения его вала до нуля. Линия ВС соответству ет обратно пропорциональной зависимости nд от Мд в области II (рис. 6.14).

Линия СД соответствует максимальной частоте вращения выходного вала гидромотора.

6.2.4. СРАВНЕНИЕ СПОСОБОВ РЕГУЛИРОВАНИЯ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ИЛИ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ЗВЕНА ГИДРОПРИВОДА Сравнение способов регулирования гидроприводов осуществляется по трем показателям:

§ по КПД в зависимости от относительной скорости движения выход ного звена или относительной частоты его вращения 1 2 f (v или n ), где v 1 v/vmax, n 1 n / nmax, (рис. 6.16а);

§ по нагрузочным характеристикам v 1 2(R или M), где R 1 R/Rmax, M 1 M/Mmax ;

§ по стоимости.

На рис. 6.16а, б представлены результаты такого сравнения.

Из рис. 6.16а, б следует, что по первым а б двум показателям наиболее предположи тельным является объемное регулирование.

Однако оно проигрывает дроссельному по третьему показателю, так как требует при менения дорогостоящих регулируемых гид ромашин. Поэтому объемное регулирование рекомендуется использовать в тех случаях, когда главное значение имеет расход энер Рис. 6. Сравнение способов регулирования гии, т. е. в гидроприводах большой мощно гидропривода:

сти. В системах малой мощности и кратко а — последовательное включение дросселя;

b — параллельное включение дросселя;

с — временного действия более выгодны гидро приводы с дроссельным регулированием.

объемное (машинное) регулирование.

268 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Вопросы для самоконтроля 1. Назовите два основных способа регулирования объемного гидропривода.

2. В чем заключается суть дроссельного способа регулирования?

3. Назовите преимущества и недостатки при последовательном включении дрос селя в гидросистему до и после гидродвигателя.

4. Как зависит скорость движения выходного звена от нагрузки при последова тельной установке дросселя на входе?

5. Что в гидроприводе понимается под отрицательной нагрузкой, как нагрузка связана с местом расположения дросселя?

6. Изобразите схему с дроссельным регулированием при параллельном включе нии дросселя.

7. Какая скорость выходного звена реализуется при полном открытии параллель но установленного дросселя?

8. В чем заключается общий недостаток схем с дроссельным регулированием?

9. В чем заключается принцип объемного регулирования гидропривода?

10. Какие схемы объемного регулирования гидропривода вы знаете?

11. Какие показатели используют при сравнении способов регулирования гидро привода?

12. При каком из способов регулирования ОГП реализуется его наибольший КПД?

13. При каком способе регулирования ОГП реализуются наиболее стабильные на грузочные характеристики?

14. Какой из способов регулирования ОГП самый выигрышный по стоимости?

6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА ГЛАВА 7 ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ГЛАВА СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Следящим гидравлическим приводом называется совокуп ность гидроаппаратов и объемных гидродвигателей для преобразования вход ного сигнала управления в выходной сигнал перемещения ведомого звена гидродвигателя. В результате такого преобразования движение управляющего элемента преобразуется в движение управляемого элемента (выходного зве на) большой мощности, согласованное с движением управляющего элемента по скорости, направлению и перемещению. Таким образом, следящий гидро привод является системой с автоматическим регулированием, в которой ско рость движения, ход или поворот выходного звена объемного гидродвигателя изменяется по определеному закону в зависимости от предварительно неиз вестной переменной величины, воздействующей извне на гидропривод. При этом через обратную связь устраняется возникающее рассогласование между управляющим воздействием (входным сигналом) и ответным действием (вы ходным сигналом).

Следящие гидроприводы находят широкое применение в различных об ластях техники, например в системах управлениях транспортными машина ми, в станкостроении для копирования формы обрабатываемых деталей и управ ления перемещениями. В частности, в лесозаготовительных машинах необхо димо, чтобы скорость надвигания пилы изменялась в соответствии с изменением усилия резания. В деревообрабатывающих копировальных станках при обра ботке деталей (точении, фрезеровании и др.) требуется, чтобы режущий ин струмент станков совершал движения, подобные движению щупа по копиру.

Следящий гидропривод произво дит перемещение нагрузки по задан ному закону и с заданной скоростью, обеспечивая требуемое усиление вы ходной мощности за счет использо вания энергии подаваемой рабочей Рис. 7. жидкости. Нагрузкой при этом явля Типовая, структурная схема автоматиче ется совокупность статических и ди ского следящего привода 270 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 7. Схема сервопривода с гидромотором подачи фрезерного станка с ЧПУ намических усилий, действующих на выходное звено гидропривода (вал гид ромотора или шток гидроцилиндра). Степень усиления выходной мощности (коэффициент усилия по мощности) практически неограниченна [19].

Блок схема следящего гидропривода представлена на рис. 7.1 и включа ет задающее устройство (ЗУ), генерирующее сигнал управления, пропорцио нальный перемещению выходного звена гидродвигателя (ГД);

сравниваю щее устройство (СУ) или датчик рассогласования, обеспечивающее сравне ние сигнала воздействия, поступающего от гидродвигателя, с сигналом управления;

усилитель (У), усиливающий сигнал управления;

гидродвига тель (ГД), перемещающий объект управления в соответствии с программой, задаваемой ЗУ;

и обратную связь (ОС), соединяющую ГД с СУ и являющуюся отличительным элементом следящего гидропривода.

Выходное воздействие (перемещение) x, подаваемое СУ, равно разности входного сигнала xy, подводимого к СУ, и сигнала xос, подводимого от выхо да ГД через ОС.

В случае жесткой обратной связи (ОС) зависимость между выходным и входным сигналами описывается уравнением xос = kосs, где s — сигнал, поступающий на вход ОС;

kос — передаточный коэффициент (передаточное число) ОС.

На рис. 7.2 представлена схема следящего гидропривода с гидромотором подачи фрезерного станка с числовым программным управлением (ЧПУ).

7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Перемещение стола станка осуществляется с помощью передачи «шарико вый винт — гайка» с шагом t. Винт приводится во вращение гидромотором, питаемым рабочей жидкостью и регулируемым объемным насосом, подача которого зависит от угла поворота его наклонной шайбы gн.

Механизм управления подачей насоса состоит из электрогидравлическо го усилителя (ЭГУ), включающего электромеханический преобразователь (ЭМП), гидроусилитель типа сопло заслонка с золотником, а также сервоци линдра, перемещающего рейку насоса с помощью реечной шестерни.

Измерение угла поворота реечной шестерни осуществляется потенцио метром, соединенным с суммирующим усилителем на входе. Коэффициент передачи потенциометра равен 2,1 в/рад. Усилитель работает только как сум мирующий и имеет коэффициент усиления, равный единице.

Повышение динамического качества привода может быть достигнуто вве дением последовательного корректирующего устройства (ПКУ), получаю щего сигнал от датчика ускорения (ДУ) стола или тахогенератора (ТГ) с при водом от винта. При необходимости в их электрические цепи включается корректирующее устройство (КУ).

Перемещение y поршня сервоцилиндра связано с углом a поворота рееч ной шестерни соотношением a = kсуy, где kсу — коэффициент передачи рычагов (kсу = 0,025 рад/см).

Угол поворота реечной шестерни a связан с углом поворота наклонной шайбы gн насоса соотношением gн = ia, где i — передаточное отношение.

Рис. 7. Схема сервопривода перемещения рабочего органа робота манипулятора лесной машины 272 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН На рис. 7.3 приведена схема сервопривода перемещения рабочего органа робота манипулятора лесной машины.

Отсчет величины перемещения производится вращающимся трансфор матором (ВТ), связанным с рейкой, расположенной на направляющей, через зубчатую передачу с передаточным отношением i.

Для повышения динамических свойств в привод могут быть введены по следовательное корректирующее устройство (ПКУ), тахогенератор (ТГ) или датчик ускорения (ДУ). При необходимости в электрическую цепь (TГ) уси литель должно быть включено электрическое корректирующее устройство (КУ). Вращающийся трансформатор (ВТ) может быть представлен усили тельным звеном с уравнением Uв = kвj, где Uв — напряжение, вырабатываемое вращающимся трансформатором;

j — половина поворота вращающего трансформатора;

kв — коэффициент переда чи вращающегося трансформатора.

Тахогенератор установлен на одной оси с (ВТ) и входит в зацепление с рейкой через реечную шестерню.

7.1. ХАРАКТЕРИСТИКА И КЛАССИФИКАЦИЯ ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ Гидроусилителем называется элемент автоматизированных гидроприводов, в котором сигнал управления в виде перемещения или уси лия преобразуется в перемещение выходного звена гидро или пневмоприво да. Увеличение передаваемой гидроусилителем мощности осуществляется за счет энергии подключаемого источника питания (насоса или гидроакку мулятора) и при входной мощности, равной 0,5...1,0 Вт, может достигать мощности на выходе, равной 1,0...10 кВт и более.

Гидроусилители, используемые в следящих гидро и пневмоприводах, могут быть классифицированы по методу управления.

Различают гидроусилители без обратной связи и с обратной связью. В гид роусилителях без обратной связи отсутствует механическая, электрическая или иная связь между управляющим элементом и ведомым звеном исполни тельного органа. В гидроусилителях с обратной связью такое взаимодейст вие есть. Применение гидроусилителей без обратной связи ограничено из за неустойчивой работы в промежуточных положениях. Обратная связь может быть кинематической, гидромеханической и силовой.

По конструкции управляющего элемента гидроусилители делятся на уси лители с дросселирующими гидрораспределителями золотникового типа, типа сопло заслонка, со струйной трубкой, крановые, с игольчатым дроссе лем. В настоящее время наибольшее распространение получили гидроуси лители золотникового типа и типа сопло заслонка, в меньшей степени гид роусилители со струйной трубкой.

По числу каскадов усиления гидроусилители подразделяют на одно, двух и многокаскадные. Однокаскадные гидроусилители применяют, когда 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) на их выходе требуется создать сравнительно небольшую мощность. В таких усилителях сигнал управления воздействует на подвижный элемент (на рис. 7.3 золотник) управляющего устройства. Если на выходе требуется соз дать большую мощность, то гидроусилители включают в гидросистему с боль шим давлением и расходом рабочей жидкости. Это приводит к увеличению конструктивных размеров усилителя и мощности сигнала управления, а так же к снижению чувствительности усилителя. В таком случае выгоднее при менять двух или многокаскадные гидроусилители, в которых усилитель первого каскада усиления с малым расходом и давлением жидкости управ ляет работой усилителя второго каскада с более высокими расходом и давле нием жидкости и т. д. Благодаря применению двух и многокаскадных уси лителей появляется возможность повысить выходную мощность при мало мощном сигнале управления, сохранив при этом высокую чувствительность гидроусилителя.

По виду сигнала управления гидроусилители подразделяются на усили тели с механическим и электрическим сигналом управления.

Все конструкции гидроусилителей, за исключением усилителя со струй ной трубкой, представляют собой устройства, в которых происходит дроссе лирование потока рабочей жидкости. Дросселированием достигается соот ветствующее изменение параметров потока рабочей жидкости (расхода и дав ления) в гидросистеме. В зависимости от числа регулируемых дросселей гидроусилители делятся на одно, двух и четырехщелевые.

О свойствах следящего гидропривода судят по статическим характери стикам гидроусилителей, которые устанавливают связь между выходными параметрами (перепадом давления, расходом или скоростью движения) и сигналом управления. Статические характеристики получают теоретически и экспериментальным путем для установившегося режима работы гидроуси лителя. Эти характеристики используют при расчете конструктивных пара метров гидроусилителя, а также для оценки демпфирующих и энергетиче ских свойств следящего гидропривода.

Важными характеристиками гидроусилителей являются коэффициенты усиления: по мощности kN = Nвых/Nвх, по расходу kQ = Q/x или по скоро сти kv = v/x и по давлению kр = р/x, где Nвых, Nвх — соответственно мощ ность на выходном звене исполнительного элемента гидроусилителя и мощ ность, затрачиваемая на его управление;

Q, v, р — соответственно измене ние расхода, скорости движения выходного звена исполнительного элемента и давления рабочей жидкости на выходе при изменении положения управ ляющего элемента гидроусилителя на величину x.

Коэффициент усиления по мощности характеризует энергетические воз можности гидроусилителя;

увеличение этого коэффициента достигается при применении многокаскадных усилителей. Коэффициент усиления по давле нию характеризует ускорение, а коэффициенты усиления по расходу и по скорости — быстродействие гидроусилителя. Коэффициенты kQ, kv, kp могут быть определены как аналитически, так и по соответствующим статическим характеристикам гидроусилителей. При этом практический интерес пред ставляют коэффициенты усиления, определенные в начальный момент ра 274 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН боты гидроусилителя, когда величина сигнала управления близка к нулю.

В этом случае эти коэффициенты характеризуют тенденцию нарастания рас хода и давления на выходе, т. е. способность гидроусилителя сообщить ис полнительному элементу начальные скорости и ускорение движения. Коэф фициенты усиления используют при выборе числа каскадов усиления, при сравнении различных типов гидроусилителей и при анализе динамики сле дящего привода [3].

7.2. ГИДРОУСИЛИТЕЛИ С РАСПРЕДЕЛИТЕЛЕМ ТИПА СОПЛО ЗАСЛОНКА В следящих системах, особенно в системах автоматического управления, широко применяют дроссельные гидроусилители типа сопло заслонка. Они применяются в основном в электрогидравлических двухсту пенчатых системах в качестве первой степени усиления входного сигнала и реже — для непосредственного воздействия на управляемый объект.

Механизм усилителя типа сопло заслонка представляет собой гидравли ческий потенциометр, состоящий из двух гидравлических сопротивлений — дросселей (рис. 7.4а), из которых сопротивление 1 является постоянным, Рис. 7. Усилители типа сопло заслонка 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) а сопротивление 2 — регулируемым по величине. Полость (камера) между дросселями с давлением р1 соединена с гидродвигателем.

На рис. 7.4б изображена схема такого усилителя, применяемого для управления силовым цилиндром одностороннего действия. Усилитель со стоит из сопла а и перемещаемой относительно него заслонки 2, выполнен ной в виде пластинки. Переменная щель между соплом и заслонкой являет ся регулируемым дросселем.

Дроссель 1 постоянного сопротивления выполнен в виде шайбы с отвер стием. Путем поворота подвижной заслонки 2 можно изменять расстояние z между соплом и заслонкой (перекрывать выходное отверстие сопла а), регу лируя тем самым расход рабочей жидкости из междроссельной камеры, со единенной с исполнительным двигателем 3, и давление в ней р1. При повы шении путем уменьшения зазора давления в камере выше значения, опреде ляемого сжатием пружины и внешней нагрузкой штока гидродвигателя 3, последний будет перемещаться, сжимая пружину. При снижении давления пружина возвратит поршень гидродвигателя 3 в исходное положение. За слонка укреплена на поворачивающемся рычаге с достаточно большим пле чом, что позволяет считать перемещения ее относительно сопла поступатель ными, а щель между ними — параллельной.

Расход Q0, подводимый к дросселю 1 постоянного сопротивления, делит ся на два потока Q1 и Qсл, относительные значения которых зависят от сопро тивления регулируемого дросселя, определяемого положением заслонки относительно среза сопла а (от площади щели сопло заслонка). Поток Q поступает в исполнительный гидродвигатель (силовой цилиндр) 3, а поток Qcл — через регулируемый дроссель на слив.

Зависимость давления р1 в междроссельной камере b (и соответственно, в гидродвигателе 3) от сопротивления регулируемого дросселя служит сило вой характеристикой рассматриваемого гидравлического потенциометра.

В дросселе типа сопло заслонка течение жидкости и гидравлическое сопро тивление обусловлены в основном теми же физическими явлениями, что и в обычных дросселях. Гидравлические потери при Re 600 являются местны ми, вызваны в основном внезапным расширением потока после сужения его в торцовой щели и резким падением скорости жидкости в зоне отрывного течения. Это расширение потока сопровождается интенсивным вихреобра зованием и торможением жидкости в камере на выходе из щели, которую можно принимать практически неизменной.

Схема, представленная на рис. 7.4б, имеет ряд недостатков. Одним из них является наличие неуравновешенной силы, действующей на заслонку со стороны струи жидкости, вытекающей из сопла при отсутствии сигнала управления (в нейтральном положении заслонки). Этот и другие недостат ки, о которых будет сказано ниже, можно устранить путем применения в следящих системах гидроусилителей с двумя соплами и одной заслонкой.

На рис. 7.4в гидроусилитель такого типа применен в двухкаскадном гид роусилителе в качестве усилителя первого каскада усиления. Усилитель со стоит из двух сопл 5 диаметром dc, одной заслонки 6, которая может повора чиваться на угол j с помощью устройства управления 7, и двух нерегулируе 276 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН мых дросселей D1 и D2. Пространства между соплами и нерегулируемыми дросселями образуют междроссельные камеры 4, давления р1 и р2 в которых зависят от положения заслонок. Вытекающая из сопел жидкость с расходом (Q3 + Q4) отводится на слив. На вход гидроусилителя жидкость поступает с параметрами р0 и Q0.

Гидроусилитель работает следующим образом. При отсутствии управляю щего сигнала заслонка занимает нейтральное положение, расходы через со пла Q3 = Q4, а в междроссельных камерах устанавливается одинаковое давле ние p1 = p2. В этот момент исполнительный элемент гидроусилителя — золот ник 2 также занимает под воздействием пружин 3 нейтральное положение, значения давления в полостях гидродвигателя 1 равны между собой, а вы ходное звено неподвижно. При подаче сигнала управления заслонка откло няется из нейтрального положения (например, влево) на угол j. В результа те изменяются давления в междроссельных камерах (р1 р2) и расходы через сопла (Q3 Q4). Золотник 2 усилителя передвинется вправо на величину х, создав перепад давлений на выходном звене гидродвигателя Dр = р3 – р4, ко торое начнет двигаться вправо со скоростью v, преодолевая нагрузку. При изменении знака сигнала управления заслонка, золотник и выходное звено гидродвигателя будут двигаться в противоположном направлении.

Для перемещения заслонки требуются ничтожно малые усилия, которые могут быть созданы задающим устройством незначительной мощности: цен тробежным регулятором, маломощным электромагнитом, датчиками давле ния и температур и пр. Эти усилители допускают при малых перемещениях заслонки до 30 включений в секунду.

Статическая характеристика гидроусилителя типа сопло заслонка (см. рис. 7.4а,б) представляет собой зависимость относительного давления на входе в сопло p 1 p1/p0 от относительного смещения заслонки z 1 z/z0 :

p 1 f (z ), где z0 — расстояние заслонки от сопел в нейтральном положении;

z — теку щее расстояние заслонки от сопел в нейтральном положении.

Найдем эту зависимость с учетом того, что расход через дроссель 1 равен Qдр 1 2 др Sдр ( р 3 р1 ). (7.1) Полагая, что давление на сливе рсл = 0, расход рабочей жидкости между соплом и заслонкой определится выражением Qсл 1 2сл 3 dс z p, (7.2) где mсл — коэффициент расхода зазора.

При условии Q1 = 0, Qдр = Qсл можно приравнять правые части уравнений (7.1) и (7.2):

2 1 др Sдр ( p 2 p1 ) 3 1 сл 4dс z p.

50 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Возведем это выражение во вторую степень и умножим правую часть на (z/z0)2: pвх 3 p1 4 1 сл 2dс z0 5 4 z 52 67 или p1 6, 1 12 S12 8 7 z0 (7.3) 1 9 m2 z p1 1 2d z где m 3 сл с 0.

1 др Sдр Коэффициент усиления по давлению (жесткость) kр усилителя типа со пло заслонка определяется выражением dp kp 1. (7.4) dz Определим kр, продифференцировав выражение (7.3):

2m2 z kp 1 2.

(1 3 m2 z 2 ) Можно положить, что z 1 1, тогда 2m kp 1 2 (7.5).

(1 3 m2 ) Определим, при каких условиях коэффициент усиления по давлению бу дет иметь максимальное значение. Для этого продифференцируем выраже ние (7.5) по dm и результат дифференцирования приравняем нулю:

dkp 4m(m2 1 1) 2 (m2 3 1) dm или m2 - 1 = 0, m = 1.

Таким образом, kр имеет максимальное значение при 1 сл 2dсл z 3 1. (7.6) 1 др Sдр Из уравнения (7.6) следует, что в этом случае диаметр дросселя и диаметр сопла связаны соотношением 1 сл dдр 2 2 dz. (7.7) 1 др с Если поршень 3 гидроцилиндра не заторможен (рис. 7.4б), то смещение заслонки из нейтрального положения и соответствующее изменение давле ния в междроссельной камере вызовут перемещение выходного звена. При уменьшении зазора выходное звено под действием возрастающего давления p1 передвинется влево, а при увеличении зазора оно начнет двигаться вправо под воздействием пружины. При этом расход жидкости регулируемого дрос селя гидроусилителя будет p Qсл 1 Q0 2 Q1 1 31z4dсл 2 (7.8).

278 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Зависимость расхода через исполнительный элемент от нагрузки Q1 = f(pд) при различных z и р0 = const называется статической расходно перепадной характеристикой (рис. 7.5а).

На статической характеристике значения +z соответствуют перемеще нию заслонки влево, а –z — вправо. Из рис. 7.5а видно, что при постоянных значениях z изменение нагрузки на исполнительный элемент, вызывающее изменение давления р1 в междроссельной камере, приводит к изменению рас хода Q1. При этом увеличение нагрузки приводит к уменьшению расхода Q1, а следовательно, и к уменьшению скорости движения выходного звена ис полнительного элемента. Для каждого положения заслонки имеется нагруз ка, при которой Q1 = 0 и выше которой выходное звено исполнительного элемента начнет двигаться в другую сторону (–Q1). Изменение скорости дви жения выходного звена исполнительного элемента при изменении нагрузки снижает жесткость гидропривода.

Рис. 7. Статические характеристики гидроусилителей:

а — типа сопло заслонка;

б — с двумя соплами и одной заслонкой.

7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Рассмотренный тип гидроусилителя с соплом заслонкой ранее находил применение в двухкаскадных гидроусилителях в качестве усилителя перво го каскада усиления. Для управления таким гидроусилителем требуется не большая, не превышающая 5 Вт мощность. Недостатком гидроусилителя типа сопло заслонка является несимметричность его статических характеристик и силовое воздействие струи на заслонку. Для гидроприводов с повышенной точностью слежения это является существенным недостатком, ограничиваю щим область применения гидроусилителя с одним соплом и заслонкой. Эти недостатки практически отсутствуют при применении в гидросистемах гид роусилителей с двумя соплами и одной заслонкой, статические характери стики которых представлены на рис. 7.5б.

Зависимость Dр = f(j) при p0 = const и заторможенном исполнительном механизме называется статической перепадной характеристикой (рис. 7.5б).

Функция Dр = f(j) является нелинейной. Однако из рис. 7.5б видно, что в диапазоне смещения заслонки -j j + j она близка к линейной и здесь Dр = kpj. Этот участок статической характеристики является рабочим. Ко эффициент усиления по давлению определяется выражением (7.5).

Если золотник гидроусилителя не заторможен, то смещение заслонки вызовет его перемещение, а в линии управления возникнет расход q рабочей жидкости. Зависимость q = ¦(Dрд) расхода в линии управления от нагрузки Dрд = р1 – р2 на золотник при j = const и p0 = const называется статической расходно перепадной характеристикой.

Из рис. 7.5б видно, что при небольших нагрузках и смещениях заслонки статическая характеристика близка к линейной зависимости. Зона, отме ченная на рис. 7.5б пунктирной линией, в которой q = f(Dрд) близка к линей ной зависимости, является рабочей. В гидроусилителе с двумя соплами и заслонками имеет место частичная компенсация неуравновешенных сил воз действия струй на заслонку. С увеличением нагрузки на исполнительный элемент гидроусилителя он даже при положительных смещениях заслонки вначале замедляет движение, а затем начинает перемещаться в сторону, про тивоположную действию рабочей жидкости. Такие статические характери стики называют мягкими, в отличие от жестких, когда гидропривод менее чувствителен или совсем не чувствителен к изменению нагрузки. Мягкая характеристика гидроусилителей с соплом заслонкой, с одной стороны, су щественный недостаток этого типа гидроусилителей, а с другой — достоинст во, так как при этом повышается демпфирующая способность гидропривода.

Для уменьшения силы давления рабочей жидкости, радиально растекаю щейся по заслонке, и безотрывного ее течения диаметр dт торца сопла необ ходимо уменьшить, сделав его dт = 1,2...1,4dс. В реальных конструкциях гидроусилителей типа сопло заслонка dс = 0,5...3 мм [3].

Гидроусилители типа сопло заслонка отличаются простотой конструкции, надежностью в работе и быстродействием. По сравнению с гидроусилителями со струйной трубкой к соплу заслонке можно подводить жидкость с большим давлением питания р0. В устройстве сопло заслонка отсутствуют пары трения, что обеспечивает его высокую чувствительность и надежность управления уси лителем второго каскада усиления благодаря большим усилиям, создаваемым 280 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН высоким давлением р0. Недостатком устройства является непроизводитель ный расход жидкости через сопло и низкий КПД. Расчеты показывают, что он не превышает 12,5% [3]. Для уменьшения расхода Qсл уменьшают диаметр сопла, что при малых диаметрах может привести к облитерации, неустойчиво му движению жидкости и снижению быстродействия гидроусилителя. С уче том отмеченных недостатков гидроусилители с соплом заслонкой применя ют только в гидросистемах с небольшой выходной мощностью, а также в двухкаскадных усилителях в качестве усилителя первого каскада усиления.

7.3. ГИДРОУСИЛИТЕЛИ СО СТРУЙНОЙ ТРУБКОЙ Гидроусилитель со струйной трубкой (рис. 7.6а) состоит из трубки 5 с коническим насадком с диаметром выходного отверстия dc, со пловой головки 1 с двумя наклонными коническими расходящимися кана лами и устройства управления. Устройство управления струйной трубкой состоит из задатчика 4 в виде регулируемой пружины, толкателя 6 и ограни чителя 3 перемещения струйной трубки. Каналы сопловой головки соедине ны с исполнительным элементом гидроусилителя. Рабочая жидкость с пара метрами р0 и Q0 подается к трубке от источника питания. По трубе 2 жид кость отводится от гидроусилителя на слив.

Принцип работы гидроусилителя со струйной трубкой основан на преоб разовании удельной потенциальной энергии давления в удельную кинетиче скую энергию струи, вытекающей из конического насадка, и последующем преобразовании этой энергии в удельную потенциальную энергию давления в каналах сопловой головки.

Гидроусилитель работает следующим образом. При отсутствии сигнала управления струйная трубка занимает нейтральное положение по отноше нию к отверстиям в сопловой головке. Струя рабочей жидкости вытекает из насадка со скоростью vo = 30...40 м/с и при нейтральном положении струй ной трубки одинаково перекрывает оба отверстия в сопловой головке, вслед ствие чего давления в ее каналах равны, и выходное звено силового гидроци линдра неподвижно (см. рис. 7.6б). При подаче сигнала управления на тол катель струйная трубка смещается из нейтрального положения, равенство площадей и окон, перекрытых струей, и равенство давлений в каналах со пловой головки нарушается. В результате выходное звено исполнительного элемента начинает перемещаться. При изменении знака сигнала управле ния выходное звено будет двигаться в другую сторону. Вытесняемая из ис полнительного элемента жидкость попадает через канал в сопловой головке в полость 7 усилителя и далее на слив. Для того чтобы в каналы сопловой головки вместе с жидкостью не попадал воздух, насадок струйной трубки делают погруженным в жидкость. В этом случае струя будет свободно затоп ленной. Такая струя, двигаясь в жидкости, не распадается на отдельные струйки. Из теории свободных струй известно, что длина начального участ ка lc = 4,19dc, а диаметр струи в переходном сечении dп = 1,2dctgj/2, где j = = 30° — угол расширения струи для насадков с конусностью 6°.

7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Рис. 7. Гидроусилитель со струйной трубкой:

а — схема;

б — воздействие струи на со пловую головку.

Длина lс начального участка определяет расстояние l между срезом на садка и сопловой головкой. При l lс уменьшается кинетическая энергия струи, а при l lс воздействие струи, вытекающей из каналов сопловой го ловки, увеличивает мощность сигнала управления. С учетом этого принима ют l 4dc. Диаметр dn в переходном сечении (рис. 7.6б) определяет диаметр dв входных отверстий в сопловой головке и ширину b перемычки между ними.

При нейтральном положении струйной трубки вытекающая из нее струя должна немного перекрывать оба отверстия в сопловой головке. При этом необходимо, чтобы 2dв + b dп [3].

Силовая характеристика гидроусилителя со струйной трубкой представ ляет собой зависимость (в установившемся режиме) давления в приемных окнах сопловой головки от смещения конца трубки z при неподвижном дви гателе (силовом цилиндре 8), т. е. р = ¦(z) или Dр = р1 – р2 = ¦(z).


При отклонении конца струйной трубки от нейтрального положения на величину z приближенно можно считать, что давления р1 и р2 в приемных 282 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН окнах пропорциональны площадям окон DS1 и DS2, перекрытых струей рабо чей жидкости (рис. 7.6б):

1 v0 2S 110 2S1 p1 3 (7.9) ;

p2, 2S 2S где vo — скорость истечения рабочей жидкости;

S — полная площадь каждо го из приемных окон.

Тогда разность давлений в приемных окнах составит 1v0 (2S1 3 2S2 ) 2p 4 p1 3 p2 4. (7.10) S Разность площадей приемных окон, перекрытых струей рабочей жидко сти, зависит от смещения конца струйной трубки z. При малых z можно считать, что (DS1 – DS2) = kSz, (7.11) где kS = соnst — коэффициент изменения площади.

Подставляя выражение (7.11) в выражение (7.10), получим силовую, или перепадную, характеристику усилителя со струйной трубкой:

1v 2p 3 0 kS z 3 kp z, (7.12) 1v d(2p) где kp 3 0 kS 3 — коэффициент усиления по давлению.

2 dz Вид этой характеристики изображен на рис. 7.7а.

Расходная характеристика гидроусилителей со струйной трубкой пред ставляет собой зависимость (в установившемся режиме) расхода Q в прием ных окнах от смещения z трубки (рис. 7.7б). Расход в приемных окнах (в гид родвигателе) приближенно можно считать пропорциональным разности пло щадей приемных окон, перекрытых струей рабочей жидкости:

Q = v0(DS1 – DS2), (7.13) Рис. 7. Статические характеристики гидроусилителей со струйной трубкой:

а — силовая;

б — расходная.

7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) или с учетом выражения (7.11):

Q = v0kSz = kQz, (7.14) где kQ = v0kS = dQ/dz — коэффициент усиления по расходу.

Анализ силовой и расходной характеристик гидроусилителей со струй ной трубкой показывает, что в сравнительно большом диапазоне изменения входного сигнала (смещения конца струйной трубки) они изменяются по линейному закону (рис. 7.7а, б). Это позволяет рассчитывать такие гидро усилители, используя формулы (7.12) и (7.14).

Обобщенная статическая характеристика усилителя со струйной труб кой представляет зависимость (в установившемся режиме) расхода рабочей жидкости от перепада давлений Dp при различных смещениях z конца труб ки. Решая совместно уравнения (7.12) и (7.14), получим 1p Q z2 и z2, kp kQ или 2 1p ;

kQ Q 2S Q2 1p 2 1p, 3v kQ k kp p или Q 1 kQp 2p, (7.15) 2S где kQp 1 — коэффициент крутизны обобщенной статической характе 2v ристики.

Таким образом, расход зависит не только от смещения струйной трубки z, но и от нагрузки, характеризуемой разностью давлений в приемных ок нах. Обобщенную статическую характеристику можно представить в виде Q 1 kQ z 1 kQp 2p. (7.16) Гидроусилители со струйной трубкой могут иметь следующие геометри ческие размеры: внутренний диаметр струйной трубки dтр = 2...6 мм;

длина трубки lтр = 20...170 мм;

диаметр выходного отверстия сопла dc = 0,2...2,5 мм;

угол конусности насадка 6...7°;

диаметр входных отверстий в сопловой го ловке dв = 1,3dc;

ширина перемычки между отверстиями в сопловой головке b = 0,2...0,5 мм;

перемещение струйной трубки из нейтрального положения в каждую сторону |z| = 1,5...2 мм [3].

Гидравлические усилители со струйной трубкой просты по устройству и в эксплуатации, надежны в работе, отличаются высокой чувствительностью и быстродействием, обладают стабильными характеристиками при изме нении вязкости рабочей жидкости, не требуют высокой степени ее очист ки. Для управления такими гидроусилителями требуются небольшие (до 0,05...0,06 Н) усилия. Они применяются в двухкаскадных гидроусилителях (в комбинации с золотниковыми усилителями) в качестве усилителя перво го каскада усиления.

Так же как и гидроусилители типа сопло заслонка, гидроусилители со струйной трубкой имеют мягкую расходную характеристику, хорошо демп фируют привод и отличаются повышенным скольжением при изменении на 284 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН грузки на гидродвигателе, вызывающем изменение скорости перемещения его выходного звена. Вследствие непроизводительного использования части рабочей жидкости КПД гидроусилителей со струйной трубкой не превышает 40%, что ограничивает их использование в гидроприводах с небольшой вы ходной мощностью.

7.4. ЗОЛОТНИКОВЫЕ ГИДРОУСИЛИТЕЛИ Гидроусилители золотникового типа просты по конструкции, разгружены от аксиальных статических сил давления жидкости, сравни тельно легко управляемы, имеют высокий КПД и обеспечивают достижение значительных коэффициентов усиления по мощности. В гидравлическом отношении усилитель золотникового типа представляет собой один или не сколько последовательно или параллельно включенных дросселей, объеди ненных в одной конструкции. В системах управления наибольшее примене ние получили цилиндрические четырехщелевые золотниковые гидроусили тели. Это объясняется тем, что в таких гидроусилителях обеспечивается достижение симметричных статических характеристик, сравнительно про стыми средствами можно уменьшить или свести к нулю действие на золот ник вредных сил и другими преимуществами.

Гидроусилители золотникового типа применяют в последних каскадах многокаскадных усилителей. Конструктивно золотниковые гидроусилите ли могут быть выполнены с положительным и отрицательным осевым пере крытием. Положительное осевое перекрытие сводит до минимума перетеч ки жидкости в усилителе, увеличивает коэффициент полезного действия привода, устраняет автоколебания золотника, но при этом снижается чувст вительность гидроусилителя.

Статические характеристики идеального гидроусилителя. Для по строения статических характеристик гидроусилителя примем следующие допущения:

§ геометрические размеры рабочих окон (x, S) в любой момент времени остаются одинаковыми, а кромки поясков золотника при его среднем положении совпадают с соответствующими кромками кольцевых прото чек гильзы или корпуса (x — смещение золотника относительно нейтраль ного положения, S — площадь проходного сечения щели);

§ перетечки жидкости в управляющем и исполнительном элементах рав ны нулю;

§ рабочая жидкость несжимаемая;

§ давление на сливе гидросистемы pсл = 0;

§ радиальный зазор d между золотником и гильзой равен нулю.

Гидроусилитель золотникового типа с указанными допущениями в даль нейшем будем называть идеальным. Введем обозначения (см. рис. 7.8):

pд = p1 – p2 — перепад давления на гидродвигателе;

Qд — расход через гид Q х родвигатель;

Q 1 д — относительный расход;

x 1 — относительное Qн х 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) смещение золотника;

x0 — открытие щели в нейтральном положении зо лотника;

pн = p0 – pсл — давление, соз р даваемое насосом;

p 1 д — относи рн тельная нагрузка.

В зависимости от величины входно го сигнала x (смещение золотника) бу дут изменяться гидравлические сопро тивления дросселирующих щелей, что приведет к изменению расходов Q1, Q2, Q3 и Q4, а также давлений, действующих на поршень гидродвигателя (рис. 7.8).

Пренебрегая потерями давления в каналах, трубопроводах и рассматри вая гидроусилитель как ряд последова Рис. 7. Гидроусилитель золотникового типа тельных сопротивлений, можно запи без обратной связи сать следующее уравнение:

p0 = Dp1 + pд + Dp2 + pсл, (7.17) где p0 — давление питания;

Dp1 = p0 – p1 — перепад давления на щели пер вичного дросселирования (расход Q1);

Dp2 = p2 – pсл — перепад давления на щели вторичного дросселирования (расход Q2);

pд = p1 – p2 — перепад давле ния в рабочих полостях гидродвигателя (нагрузка распределителя);

pсл — давление в сливной магистрали.

Такое определение нагрузки правомерно только для гидродвигателя с симметричными скоростными нагрузками в обе стороны.

Перенесем pсл в левую часть уравнения (7.17) и заметим, что p0 – pсл = pн:

pн = Dp1 + pд + Dp2. (7.18) Из рис. 7.8 следует, что между отдельными расходами в распределителе имеют место следующие зависимости:

Qд = Q1 – Q2;

Qн = Q1 + Q3;

(7.19) Qн = Q2 + Q4;

Qд = Q4 – Q3.

На основании этих равенств можно записать, что Dp1 = Dp2 = Dp.

Подставляя это выражение в уравнение (7.18), получим pн = Dp + pд + Dp;

pн = 2Dp + pд, откуда имеем 1p 2 ( pн 3 pд ). (7.20) 286 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН С другой стороны, потерю давления Dp в дросселирующей щели можно определить как местную потерю:

v 1p 2 3щ4, Qд где v 1 — средняя скорость течения рабочей жидкости в окне золотнико S вого распределителя;

xщ — коэффициент местного сопротивления щели;

S = pdx — площадь дросселирующей щели;

d — диаметр золотника.

С учетом этих обозначений можно записать Qд 3p 4 5щ6.

2 1 7 dx Откуда расход через золотниковый усилитель (гидродвигатель) будет равен 21p Qд 2 34dx, где 1 — коэффициент расхода.

2щ Подставляя в это выражение зависимость (7.20), получим pн 1 pд Qд 2 34dx (7.21).

Запишем уравнение сил на поршне без учета сил трения:

p1S = p2S + R.

Если нагрузка на выходном звене гидродвигателя отсутствует, т. е. R = и pд = p1 – p2 = 0, расход через усилитель (гидродвигатель) определится вы ражением p Qд 1 23dx н 1 kx, (7.22) p где k 1 23d н — коэффициент усиления по расходу.

Следовательно, в идеальном золотниковом гидрораспределителе зависи мость расхода Qд от сигнала управления (перемещения золотника) x линей ная, она представлена на рис. 7.9.

В реальном золотниковом гидроусилителе расход Qд при постоянном сме щении x золотника зависит от нагрузки pд (формула (7.21)). При этом в слу чае постоянной нагрузки зависимость расхода от смещения золотника оста ется практически линейной. Уравнение (7.21) можно представить в относи тельном виде:


p 1 pд 23dx н Qд р х 5 5 11 д, 1н Qн х 23dx0 н или с учетом принятых обозначений:

Q 1 x 1 2 p. (7.23) 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) Рис. 7. Зависимость расхода в идеальном золотниковом распределителе от сигнала управления:

а — золотник с положительным перекрытием;

б — золотник с нулевым перекрытием;

в —золот ник с отрицательным перекрытием.

Выражение (7.23) представляет собой обобщенную статическую характе ристику, которая выражает зависимость относительных расходов Q от от носительной нагрузки p при фиксированных значениях относительных открытий дросселирующих щелей x. Эта зависимость представлена на рис. 7.10, из которого следует, что с увеличением нагрузки p расход через распределитель уменьшается при pн = const и по достижению нагрузки p 1 (т. е. pд = p1 – p2 = pн) становится равным нулю.

Это явление называется дроссельным эффектом золотникового гидро усилителя, который отрицательно сказывается на работе объемного гидро привода, так как уменьшает скорость движения его выходного звена и ухуд шает динамику.

Сущность дроссельного эффекта заключается в уменьшении расхода че рез дросселирующую щель вследствие уменьшения перепада давления Dp1 = p0 – p1 или 1р 2 1 ( рн 3 рд ) с ростом нагрузки, что хорошо видно из рис. 7.11, иллюстрирующего уравнение (7.20).

Из рис. 7.11 следует, что с увеличением нагрузки Dp 1 = p0 – p 1 при pн = const, Dp1 и Dp2 уменьшаются. Эти перепады давления изменяются от максимального значения, равного 1рmax 2 рн при pд = 0 или p 1 0 (уравне ние (7.20)), до Dp = 0 при pд = pн или p 1 0 (уравнение (7.20)). Очевидно, что при этом чувствительность золотникового усилителя уменьшается от макси мальной величины в отсутствие нагрузки ( p 1 0) до минимальной при пол ной остановке гидродвигателя. Но работать при нагрузках, близких к нулю, экономически невыгодно, а при нагрузках, близких к максимальным ( p 1 1), практически невозможно.

288 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Коэффициент полезного действия золотниковых гидроусилителей. Опре делим оптимальное значение нагруз ки p, при котором золотниковый гид роусилитель используется наиболее эффективно, т. е. его КПД имеет мак симальное значение. Коэффициент по лезного действия гидроусилителя оп ределяется выражением pд Qд 12 2 pQ 2 p x 1 3 p.

pн Qн Рис. 7. Обобщенная статическая Для четырехщелевого золотниково характеристика идеального золотникового гидроусилителя го гидроусилителя и гидродвигателя с симметричной скоростной характери стикой (недифференциальный силовой гидро или пневмоцилиндр) графики за висимости КПД h от нагрузки p при изменении p от 0 до 1 представлены на рис. 7.12.

Из рис. 7.12 следует, что при нагруз ке p 1 0 КПД h = 0 и также при нагруз ке p 1 1 КПД h = 0. Для определения зна чения p, при котором КПД гидроуси лителя будет максимальным h = hmax, приравняем нулю первую производную от h по p :

d3 d 1 px 1 5 p 2 4 x 1 5 p 5 px 4 0, 4 Рис. 7. 2 15 p dp dp Графики зависимости перепадов давления на щелях золотникового откуда 2 x (1 1 p) 1 p x 2 0. гидроусилителя 2 от нагрузки Если x 1 0, то 2 1 2 p 1 p 2 0, т. е. p или p 1 pн.

Из приведенного анализа следует, что золотниковый гидроусилитель име ет максимальную величину КПД и мак симальную полезную мощность при нагрузке pд 1 2 pн. С ростом величины относительного смещения x КПД уве личивается. Увеличивать1 открытие дросселирующей щели золотникового гидроусилителя целесообразно до вели Рис. 7. чины x 1 1,41, при которой КПД уве Зависимость КПД золотникового личивается в 1,41 раза. гидроусилителя от нагрузки 7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) 7.4.1. РАСЧЕТ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ЗОЛОТНИК Важнейшей характеристикой золотниковых гидроусилителей является сила управления золотником, по величине которой можно определить мощ ность управляющего устройства, в частности в многокаскадных усилителях.

На золотник в процессе управления действуют сила инерции Rи, сила трения Rтр и гидродинамическая сила потоков рабочей жидкости Rг:

R = Rи + Rтр + Rг. (7.24) Для увеличения чувствительности и точности работы золотникового гид роусилителя эта сила должна быть по возможности меньшей. Силу инерции можно уменьшить путем уменьшения массы золотника. Сила трения возни кает в результате неравномерного действия давления в радиальном кольце вом зазоре, которое прижимает золотник к одной стороне втулки. При этом могут возникнуть силы, превышающие номинальные в десятки и сотни раз.

Силы трения можно уменьшить несколькими способами. На поверхности поясков золотника или втулки прорезают кольцевые канавки, которые выравнивают давление в зазоре по окружности и тем самым уменьшают неуравновешенность радиальных сил давления на золотник. При этом зо лотник как бы всплывает, и трение уменьшается во много раз. Широко применяется также гидростатическое центрирование золотника. На поясках золотника выполняют 4...6 дросселирующих отверстий 1, расположенных диаметрально противоположно и соединенных с полостью рабочего давле ния (рис. 7.13).

Величина давления в камере между дросселирующим отверстием 1 и внут ренней поверхностью втулки золотникового гидроусилителя зависит от ра диального зазора между этой поверхностью и наружной поверхностью поя ска золотника. Если золотник переместился вверх, то зазор d1 d2, что при ведет к росту давления в верхней части пояска золотника и p1 p2, а золотник опустится вниз, что приведет к его центрированию.

Рис. 7. Схема сил, действующих на золотник гидроусилителя 290 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН При значительных расходах рабочей жидкости Q через золотниковый усилитель наибольшей оказывается осевая гидродинамическая сила Rг, пред ставляющая собой осевую составляющую реактивной силы потока жидко сти Rр, которая вытекает через щель под углом a. Эта сила определится вы ражением Rp = mv, (7.25) где m = rQ — массовый расход рабочей жидкости;

v — скорость потока рабо чей жидкости.

Осевая составляющая этой силы:

Rг = Rpcosa = rQvcosa. (7.26) Скорость потока рабочей жидкости:

Q v1. (7.27) 2dx С учетом выражения (7.27) уравнение (7.26) примет вид Q Rг 1 2 cos 3. (7.28) 4dx Сила Rг всегда направлена в сторону закрытия дросселирующей щели, т. е. ее действие аналогично действию пружины, стремящейся вернуть зо лотник в нейтральное положение. Формулой (7.28) удобно пользоваться при не изменяющемся в зависимости от смещения x золотника расходе Q. В гид равлических системах с постоянным давлением расход Q золотникового гид роусилителя зависит от смещения золотника x следующим образом:

21p Q 2 34dx. (7.29) Подставляя выражение (7.29) в (7.28), получим Rг = 2m2pdxDpcosa. (7.30) Осевая гидродинамическая сила Rг может достигать существенных зна чений (до 5Н) на каждый киловатт мощности, теряемой при дросселирова нии, особенно при больших расходах рабочей жидкости. Один из способов ее уменьшения — профилирование буртиков в штоке и выточек в корпусе зо лотника.

Вопросы для самоконтроля 1. Какой гидропривод называется следящим?

2. Назначение следящего гидропривода.

3. Изобразите блок схему следящего гидропривода.

4. Для чего служит обратная связь в следящем гидроприводе?

5. Что означает приставка серво в названии элемента гидропривода, например сервоцилиндр?

6. Что называется гидроусилителем?

7. Какие конструкции управляющего элемента гидроусилителя вы знаете?

8. В каких случаях целесообразно применять многокаскадные гидроусилители?

7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ) 9. Дайте определение статической характеристики гидроусилителя.

10. Что понимается под коэффициентами усиления гидроусилителя по мощности, расходу, скорости и давлению?

11. Объясните принцип функционирования гидроусилителя типа сопло заслонка.

12. С какой целью гидроусилитель типа сопло заслонка выполняют с двумя соплами?

13. Что называют статической расходно перепадной характеристикой исполнитель ного элемента гидроусилителя?

14. К какому типу («мягкая» или «жесткая») относится статическая характери стика гидроусилителя типа сопло заслонка и почему?

15. Перечислите достоинства и недостатки гидроусилителей типа сопло заслонка.

16. Что лежит в основе принципа работы гидроусилителя со струйной трубкой?

17. Изобразите конструктивную схему гидроусилителя со струйной трубкой.

18. Изобразите статическую силовую характеристику гидроусилителя со струйной трубкой.

19. Какой тип характеристики («мягкий» или «жесткий») имеет гидроусилитель со струйной трубкой?

20. Назовите область применения гидроусилителей со струйной трубкой.

21. Область применения гидроусилителей золотникового типа.

22. Почему в системах управления гидроприводом большое распространение полу чили четырехщелевые золотниковые гидроусилители?

23. Изобразите конструктивную схему золотникового гидроусилителя.

24. Какой вид имеет обобщенная статическая характеристика идеального золотни кового гидроусилителя?

25. В чем суть «дроссельного эффекта» в золотниковом гидроусилителе?

26. При какой величине нагрузки КПД дроссельного гидроусилителя максимальный?

27. Какие способы борьбы с трением в золотниках вы можете назвать?

28. Перечислите, от чего зависят способы уменьшения осевой гидродинамической силы в золотниках.

292 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ГЛАВА 8 ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ГЛАВА ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ К вспомогательному оборудованию объемных гидроприводов можно отнести гидробаки, фильтры, теплообменники и гидроаккумуляторы.

8.1. ГИДРОБАКИ Баки гидросистем предназначены для размещения рабочей жидкости, например масла;

они также являются элементами охлаждения.

Внутри баков могут быть установлены фильтры с перепускными клапанами для очистки рабочей жидкости, а также воздушные фильтры (сапуны) и фильтры для очистки рабочей жидкости при заправке.

В баках монтируют также датчики контроля уровня, температуры и ка лориферные устройства. Внутри бака устанавливают перегородки для разоб щения сливной и заборных полостей, а у мобильных машин также для умень шения колебаний рабочей жидкости при движении. В конструкцию баков входят также заливные горловины с крышками, устройство для забора и слива рабочей жидкости. Баки изготавливают сварными из тонколистовой стали. Изредка встречаются литые баки с ребристой наружной поверхно стью для повышения теплоотдачи.

Полезный объем бака обычно принимают равным трехминутной произ водительности насоса. Иногда для улучшения охлаждения и отстоя рабочей жидкости объем увеличивают до величины пятиминутного расхода. При оп ределении полезного объема и верхнего уровня рабочей жидкости следует учитывать объем, идущий на первоначальное заполнение системы.

Для защиты рабочей жидкости от загрязнений, попадающих из внешней среды, бак должен быть плотно прикрыт крышкой. Отверстия для ввода в бак концов сливных и дренажных труб, не присоединенных к промежуточ ным колодкам, должны быть уплотнены резиновыми или войлочными втул ками. Полость бака должна соединяться с атмосферой через сапун, снабжен ный сетчатым или иным воздушным фильтром. Заливку жидкости в бак также следует производить через сетчатый фильтр стакан, который должен 8. ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ иметь возможность легко выниматься для очистки. Иногда сапун устраивают в крышке заливного фильтра, исполь зуя его сетку как воздушный фильтр.

Примерная схема бака показана на рис. 8.1. Бак перегородками делится на отсеки, в одном из которых размеща ется насос или всасывающая труба насоса. Срез всасывающий трубы при нято удалять от дна на расстояние, не меньшее чем на два диаметра трубы.

В самую дальнюю от всасывающей тру Рис. 8. бы часть бака опускаются концы слив Схема гидробака ных и дренажных труб. Во избежание вспенивания их следует опустить ниже минимального уровня жидкости.

Иногда сливные трубы заканчивают диффузором или стаканом из редкой сетки. Это гасит скорость сливного потока, уменьшает перемешивание жид кости и облегчает отделение воздуха.

Сливной отсек, в котором происходит отстой жидкости, отделяется от остальной части бака перегородкой 2 высотой, равной примерно 2/3 мини мального уровня. Иногда ставят вторую перегородку 3, задерживающую пену.

Из нижней точки каждого отсека должен быть выведен сливной патрубок 1, снабженный пробкой или краном. Высота слива над уровнем пола должна позволять подставить под сливной патрубок какую либо емкость. Дно бака должно быть выполнено с уклоном к сливным отверстиям. Заливной фильтр размещается над отстойником. В крышке фильтра 7 имеется отверстие — сапун.

Для периодической чистки бака крышка 5 должна легко сниматься или следует устраивать специальные люки (лазы). Бак должен быть снабжен мас лоуказателем 8, позволяющим контролировать его верхний и нижний уров ни. Кроме того, должны быть предусмотрены устройства для транспортиров ки (ручки, катки, рым болты). В отсеках бака полезно ставить магнитные пробки уловители металлических частиц, образующихся в результате изно са деталей элементов гидропривода.

Перед заливкой рабочей жидкости внутреннюю поверхность гидробака зачищают до блеска, промывают керосином и окрашивают маслостойкой краской. Гидробак заполняют рабочей жидкостью до смотрового глазка по сле того, как гидропривод некоторое время проработает на холостом ходу.

Насос может быть установлен отдельно от гидробака. Довольно часто насос вместе с его приводом и устройствами управления монтируют на крышке гидробака, создавая таким образом насосную станцию. Основным параметром гидробака является его номинальная вместимость V, которая равна объему рабочей жидкости, находящемуся между ее максимальными и минимальны ми уровнями, определяемому в результате теплового расчета гидросистемы и зависящему от режима работы гидропривода, способа его регулирования, типа машины (мобильная или стационарная) и условий ее эксплуатации (в по 294 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН мещении, на открытом воздухе, при положительной или отрицательной тем пературе окружающего воздуха).

Технические характеристики баков некоторых лесозаготовительных ма шин приведена в табл. 8.1 [8].

В некоторых случаях функцию баков выполняют полости гидроцилинд ров, рамы и другие узлы. Гидробак машины ЛП 18Г (рис. 8.2а) выполнен из сварного корпуса 1, внутри которого смонтированы фильтр 2, коллектор 3 и две трубы 6, 7 для забора рабочей жидкости к насосу НШ 50 Л и насосу НШ 100, 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562789 392589 598 279 243 954 989 5 5 969 954 989  72 2  58 1234567 1 7349377337 897 4 97  73373493 13597 7 '36(37)2*7 994 683 +7" 71482, 597 & !"# $% 3 '34537)2*7 49468-386+7$#7  #7 $ #%# 7. 71482, 1345/7 7 4  751 9/7)',2798--385+ 597 & #0#. 2 37 " 76492,7/*7),27 94643(+7" % 107 192, 1734'7 997 557 1 734937733 173 /7 1 7'36(37)2*7 4945938-+7   753 9/7)',2798--385+7" 597 997 -92,7734537)2*7 49468-38-+ " 71692,7  7/*7), 94643(+7" 7192, Рис. 8. Баки гидросистем:

а — машины ЛП 8Г: 1 — корпус, 2 — фильтр, 3 — коллектор, 4 — штуцер, 5 — пробка, 6 — труба для забора жидкости насоса НШ 50, 7 — труба для забора жидкости насоса НШ 100, 8 — сливной кран, 9 — пробка с магнитом;

б — машины ЛП 33: 1 — сапун, 2 — линейные фильтры, 3 — фильтр для очистки масла при заправке, 4 — сливной кран, 5 — корпус бака, 6 — магнит, 7 — расходный трубопровод, 8 — штуцер.

8. ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ которые через штуцер 4 и пробку 5 могут быть соединены с атмосферой, что позволяет при отворачивании пробки 5 не сливать рабочую жидкость из бака.

Коллектор (подогреватель) 3 дает возможность в зимнее время осуществ лять подогрев рабочей жидкости с помощью выхлопных газов. Вместимость бака 0,2 м3, он заправляется летом маслом М 10 В2, зимой — М 8 В2 (ГОСТ 8581 78). Гидробак 5 машины ЛП 33А (рис. 8.2б) сварной, вместимостью 250 л. В днище бака установлена магнитная пробка 6 и трубопровод с кра ном 4 для слива масла. Заправка бака производится через фильтр 3 с помощью насоса НШ50 2 Л. Вверху бака установлен сапун, который служит для сооб щения пространства над уровнем масла в баке с атмосферой, в случае повыше ния давления и пропуска и очистки воздуха внутрь бака при его снижении.

Обозначение марки сапуна определяется его условным проходом и климати ческим исполнением (для умеренного климата УХЛ4, тропического — О4).

Сапун 20УХЛ4 от 10УХЛ4 и 16УХЛ4 отличается тем, что на корпусе дополнительно размещен отражатель, а на кожухе сделаны отверстия, за крытые диском для выхода воздуха. При разрежении в баке воздух из атмо сферы проходит через фильтрующий элемент, отжимает отражатель и попа дает в полость бака. В случае повышения давления пары и воздух прижима ют отражатель к корпусу, перекрывают выход, предохраняя фильтрующий элемент от замасливания, давят на диск, который поднимается, открывая проход через отверстия в атмосферу. В сапуне путь воздуха в бак и обратно осуществляется через фильтрующий элемент.

Сапуны баков могут изготовляться с параметрами по ОСТ 221289 69, с кон структивными размерами по ОСТ 221289 80. В этих сапунах установлены клапаны избыточного давления и разрежения, первые должны открываться при давлении 9000±900 Па, а вторые — при 2000±200 Па [8].

Два масляных бака гидросистемы трактора Т 130МГ 1 и машины ЛД 4А вмещают 120 л масла и вместе с соединительной трубой, внутри которой установлен фильтр из сетчатых элементов, они выполняют функцию слив ного опорного устройства для передней навески. В верхней части они допол нительно между собой соединены воздушной трубкой. В фильтрующем эле менте установлен перепускной клапан, который открывается при засорении фильтра и возрастании давления на 0,15...0,2 МПа. Левый бак закрыт глу хой пробкой, а правый — пробкой сапуном с воздушным клапаном (клапан разрежения) и клапаном избыточного давления, а также фильтрующим эле ментом. Дополнительно в баке расположен смотровой лючок с прозрачным стеклом и сливной кран [8].

Для гидросистем указанных машин применяют летом моторное масло М 10 Г (ТУ 38.1211 68), а зимой — М 8 Г (ТУ 38.10146 70).

8.2. ТЕПЛООБМЕННИКИ В процессе эксплуатации гидросистем рабочая жидкость на гревается. На поверхности контакта рабочей жидкости с воздухом в услови ях интенсивного перемешивания в баке происходит ее окисление, причем интенсивность окисления растет с повышением температуры: при увеличе 296 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН нии температуры на 10°С интенсивность окисления удваивается [13;

14]. В ре зультате окисления из рабочей жидкости на нефтемасляной основе выпадают сгустки смол и шлама, которые, попадая в малые зазоры золотников и других аппаратов, нарушают нормальную работу гидросистемы. По этой причине тем пература нагревания рабочей жидкости должна быть ограничена. Обычно при нимают максимально допустимую температуру в гидробаках равной 50...55°С.

В некоторых случаях необходимо более строгое ограничение температу ры рабочей жидкости. В случае станочных гидроприводов нагретое масло, проходя по рабочим цилиндрам и другим аппаратам, установленным в стан ке, вызывает нагрев узлов станка. Температурные деформации и вызванные ими относительные смещения узлов могут привести к уменьшению точности станка. Кроме того, изменение вязкости масла, вызванное повышением тем пературы, может привезти к недопустимому изменению скорости перемеще ния рабочих органов.



Pages:     | 1 |   ...   | 6 | 7 || 9 | 10 |   ...   | 16 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.