Принципиальные схемы. Регулирование скорости выходного звена

Объемным гидроприводом называется привод, в состав которого входит гидравлический механизм, в котором рабочая среда (жидкость) находится под давлением, с одним или более объемными гидродвига­телями. Простейший объемный гидропривод, как правило, включает в себя насос, гидродвигатель (гидроцилиндр или гидромотор), гидро­аппаратуру (гидроклапаны, гидродроссели, гидрораспределители), соединенные гидролиниями, и вспомогательные устройства — фильт­ры, гидробаки, теплообменники и др. По характеру движения выход­ного звена различают объемные гидроприводы поступательного, вра­щательного и поворотного движения (рис. 13.1).

При работе различных машин возникает необходимость изменять скорость движения их рабочих органов, что делает целесообразным. применение гидропривода с управлением, которое может осуществлять-* ся тремя способами: дроссельным, машинным, а также их комбина­цией. При дроссельном управлении часть жидкости, подаваемой на­сосом, отводится в сливную линию и не совершает полезной работы. В гидроприводе с машинным управлением 'изменение скорости выход­ного звена осуществляется изменением рабочего объема насоса или гидромотора.

При последовательном включении дросселя (рис. 13.2, а) предус­матривается переливной клапан, который поддерживает в нагнетатель­ном трубопроводе постоянное давление путем непрерывного слива рабочей жидкости. В этом случае расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр, равен расходу жидкости через дроссель

 

 

где — коэффициент расхода; 5_ДР — площадь проходного отверстия дросселя; p₁ и p₂— давление соответственно перед дросселем и за ним. Если пренебречь потерями давления в гидролинии и в гидрораспределителе, то давление p₂ можно определить по формуле

 

 

где R — усилие на штоке гидроцилиндра; S„ — площадь поршня. Следовательно, средняя скорость перемещения поршня гидроцилиндра

 

Отсюда видно, что скорость поршня зависит от площади проход­ного сечения дросселя и усилия на штоке.

Возможна также последовательная установка дросселя на выхо­де после гидродвигателя (рис. 13.2, б). Как и в предыдущей схеме, давление р₁ в нагнетательной гидролинии поддерживается постоянным g помощью переливного клапана. Скорость поршня в этом случае

 

 

Комбинацией двух рассмотренных выше схем является гидропри­вод с дросселями на входе и выходе (рис. 13.2, в), причем функции

обоих дросселей выполняет в большинстве слу­чаев дросселирующий золотник.

На рис. 13.3 показано параллельное включе­ние дросселя. Он устанавливается в гидролинии, соединяющей нагнетательный трубопровод со сливным. Поскольку в этом случае давление р_х на вхо­де в дроссель зависит от нагрузки R гидроци­линдра, то необходимость в переливном клапане отпадает. Вместо него устанавливается предохранительный клапан. Если пренебречь трением, то давление

 

 

 

В этом случае подача насоса Q_a разветвляется на два потока; Q_u — поступает в гидродвигатель, Q_№ — через дроссель по сливной гидро­линии в бак. Поэтому

а скорость перемещения поршня

 

 

Из этой формулы видно, что скорость поршня зависит от степени открытия дросселя и усилия на штоке R.

Машинное управление гидроприводом характерно тем, что изме­нение скорости выходного звена достигается изменением рабочего объема насоса, либо гидродвигателя, либо одновременно изменением рабочего объема того и другого. Простейшие схемы гидроприводов с машинным управлением показаны на рис. 13.4. Для всех схем при отсутствии утечек справедливы соотношения:

 

где Q_H — подача насоса; Q„ — расход через гидромотор; V_oa и У_оы — рабочие объемы насоса и гидромотора; п_а и п_м — частоты вращения насоса и гидромотора. Из формулы (13.8) следует

 

 

Давление в такой системе изменяется в зависимости от нагрузки гидромотора:

 

 

где Ар_гм и М _гм— перепад давления и крутящий момент на вал гидромотора; p_ГМ — потери давления на трение в трубопроводах, Таким образом, для системы гидропривода с регулируемым насосом, когда п_п — const, V_0M = const, p_ГМ = const, можно записать:

т.е. идеальный момент на валу гидромотора постоянен, а мощность прямо пропорциональна расходу и перепаду давления на гидромоторе (рис. 13.4, а).

Для схемы гидропривода с регулируемым гидромотором (рис. 13.4, б), когда п_в = const, V_oa = const, p_ГМ= const, спра­ведливы зависимости

 

 

Идеальный момент на валу гидромотора изменяется в этом случав обратно пропорционально частоте вращения вала, мощность гидро­мотора при этом постоянна.

Объемный гидропривод, включающий насос и гидромотор перемен­ного рабочего объема (рис. 13.4, в), представляет собой сочетание двух предыдущих схем. Он является наиболее сложным и позволяет реализовать наибольший диапазон регулирования частоты вращения гидромотора.

Регулирование такой системы осуществляется последовательно. Когда необходимо увеличить частоту вращения вала гидромотора от О до и_тах, поступают следующим образом:

— в насосе устанавливают нулевой рабочий объем, а в гидромо­торе — наибольший;

— запускают приводной двигатель насоса и выводят на заданный скоростной режим;

— рабочий объем насоса постепенно доводят до максимальной ве­личины, в результате чего частота вращения вала гидромотор л дости­гает значения, соответствующего номинальной мощности;

— для дальнейшего увеличения скорости вала гидромотора его рабочий объем постепенно доводят до минимально возможного значе­ния, останавливая этот процесс при появлении первых признаков неустойчивой работы. В этом и состоит наиболее общая методика ма­шинного управления объемным гидроприводом.

Расчет гидроаппаратов

13.2.1. Расчет гидродросселей. Гидродроссель — это гидроаппарат управления расходом, предназначенный для создания сопротивления потоку рабочей жидкости. Он представляет собой местное сопротивление с наперед заданными характеристиками, что обеспечивает под­держание желаемого перепада давления при определенном расходе рабочей жидкости.

Различают линейные дроссели (вязкостного сопротивления) и не­линейные. В первых потери давления определяются, в основном, тре­нием жидкости в канале, имеющем достаточно большую длину (рис. 13.5, а). При этом устанавливается ламинарный режим течения и перепад давления прямо пропорционален скорости течения в первой степени.

 

 

 

 

Расход через дроссель в этом случае определяют по Формуле

 

 

где l и d — длина и диаметр канала дросселя; v — кинематическая вязкость; р — плотность жидкости; p_ГМ = р₁ — р₂ — перепад дав­ления на дросселе; р₁ и р₂ — давление до и после дросселя.

В нелинейных дросселях потери давления обусловлены отрывом потока от стенок и вихреобразованием. Наиболее распространенными из них являются квадратичные дроссели, потери давления в которых прямо пропорциональны квадрату расхода:

 

где — коэффициент расхода, равный для щелевых дросселей 0,64... 0,70, для игольчатых 0,75...0,80; S_nP — площадь проходного сечения' дросселя. Простейший квадратичный дроссель (рис. 13.5, б) пред­ставляет собой весьма малое отверстие с острой кромкой, длина ко­торого составляет 0,2...0,5 мм.

13.2.2. Расчет гидроклапана давления. Гидроклапан — это гидро­аппарат, в котором размеры рабочего проходного сечения изменяются от воздействия потока рабочей жидкости. Гидроклапаны бывают ре­гулирующие и направляющие. Гидроклапан давления—это регули­рующий "гидроаппарат, предназначенный для управления давлением рабочей жидкости.

Напорный гидроклапан — это гидроклапан давления, предназна­ченный для ограничения давления в подводимом к нему потоке жидкос­ти. Запорно-регулирующий элемент напорных гидроклапанов бывает шариковый, конический, золотниковый.

Расход жидкости, проходящий через щель напорного гидроклапана

 

 

где = 0,62...0,70 — коэффициент расхода; 5кл — площадь щели клапана; кр_к — перепад давления в клапане; р_х и р₂ — давление на входе и на выходе из клапана. Для кромочных клапанов (рис. 13.6, а)

где d — диаметр входного канала; z— высота подъема запорно-регулирующего элемента; — половина угла конуса, причем

 

 

где скорость v во входном канале, которая, обычно не превышав! 15 м/с, и лишь при давлениях свыше 20 МПа ее допускаемое значение 30 м/с.

Равновесие запорно-регулирующего элемента клапана в момент начала открытия характеризуется равенством

где F₀ — усилие пружины в момент открытия клапана, с — жесткость пружины, z₀ — предварительная деформация пружины.

При установившемся движении жидкости через щель открытого клапана (рис. 13.6, б) равновесие его запорно-регулирующего элемента выражается уравнением

 

где F₀ — уменьшение силы из-за движения потока в зоне щели, при­ближенно определяемое по формуле

v_щ — скорость жидкости в щели; Q — расход; F_C — увеличение силы в результате натекания потока со стороны седла

v — скорость жидкости во входном канале клапана.

13.2.3. Расчет золотникового распределителя. Гидрораспредели­тель — это направляющий гидроаппарат, предназначенный для управления пуском, остановкой и направлением потока рабочей жидко­сти в двух или более гидролиниях в зависимости от внешнего управ­ляющего воздействия. Наибольшее распространение в технике полу­чили золотниковые распределители.

В золотниковый, например четырехлинейный, распределитель
жидкость поступает от насоса через окно 1, а из распределителя
она направляется через окно 2 к гидродвигателю (рис. 13.7). Слив
жидкости из гидродвигателя также осуществляется через золот­ник — через окна 3 и 4.'

При установившемся режиме расход жидкости через золотник

 

где = 0,60... 0,75 — коэффициент расхода; S₃ = Dx — площадь пе­рекрываемого проходно­го сечения золотника (D — диаметр золотни­ка, х — ширина рабочей щели перекрываемого канала, р_а — перепад давления в золотнике, р_г — давление на входе, р₂ — давление на выходе из золотника).

 

Осевая сила, необходимая для перестановки золотника (в отсут­ствие пружинного возврата), определяется выражением

где F_a — сила инерции; F _гд— осевая гидродинамическая сила; F — сила трения, равная сумме сил трения покоя и движения со смазкой F_тp.c причем по экспериментальным данным сила трения покоя со­ставляет примерно (0,23...0,34) F_B, а сила трения в движении со смазкой

где v — кинематическая вязкость; р — плотность жидкости; v_a — скорость движения золотника; S₃ — площадь щели, перекрываемой золотником; — радиальный зазор между плунжером и корпусом распределителя.

При пропуске жидкости через золотниковый распределитель воз­никают осевые гидродинамические силы. Одна из них F _1гдпоявляется вследствие снижения давления в области кромок выходной щели 5 (рис. 13.7), а другая F_{2 гд}— в результате натекания потока на торец сливной кромки 6. Поскольку эти силы действуют в одну сторону, противоположную перестановочной силе F_a, их определяют суммарно. Например, для четырехлинейного распределителя

 

где Q — расход жидкости; р — ее плотность; Др₃ — перепад дав­ления в золотнике; ос — угол наклона потока относительно оси зо­лотника при вытекании из выточки (согласно теоретическим иссле­дованиям Ю. Е. Захарова ос да 69°).

Сила инерции зависит от ускорения а и Приведенной массы т золотника и связанных с ним деталей /

ПРИМЕРЫ

13.1. Реверсирование гидроцилиндра объемного гидропривода по­ступательного движения (рис. 13.1, б) производится с помощью золот­ника (рис. 13.7). Определить усилие на штоке гидроцилиндра, если его диаметр d == 25 мм, диаметр цилиндра D = 50 мм, расход рабочей жидкости Q = 0,6 л7с, давление перед золотником р_х = 15 MI 1л, диаметр золотника D_x = 15 мм, его смещение х = 1 мм, коэффициент расхода ц = 0,65, плотность рабочей жидкости р = 890 кг/м³.

Потерями давления в гидролиниях пренебречь.

Решение. Из формулы (13.24) находим перепад давления в золот­нике

 

 

Давление на выходе из золотника

 

Усилие на штоке при нагнетании жидкости в поршневую полость гидроцилиндра

 

При нагнетании жидкости в штоковую полость

 

13.2. Определить перестановочную силу, приложенную к золот­нику четырехлинейного распределителя (рис. 13.7) в момент открытия щели на величину х — 2 мм, когда скорость равномерного движения золотника составляла v₃ = 5 мм/с, а перепад давления P₃=1Мпа. Диаметр золотника D = 20 мм, радиальный зазор между гильзой и золотником = 0,05 мм, коэффициент расхода = 0,6. Рабочая жидкость — масло ИС-50 с температурой Т = 50 °С. Принять = 69°.

Расход жидкости через золотник определим по формуле (13.24)

Решение. Вычисляем величину проходного сечения щели золотника:

 

Для расчета силы трения в движении золотника воспользуемся формулой (13.26):

 

 

Осевую гидродинамическую силу найдем из выражения (13.27):

 

Перестановочное усилие по формуле (13.25) составит (F_тр.п = 0)

 

13.3. Скорость движения поршня гидроцилиндра регулируется с помощью дросселя, проходное сечение которого в данный момент равно Sд_Р = 40 мм², а коэффициент расхода = 0,65. Диаметр поршня D = 80 мм, его ход h = 360 мм. Определить время движения поршня, если усилие на штоке R = 4 кН, давление перед дросселем Р₁ = 1,3 МПа. Жидкость — масло АМГ-10 (р = 850 кг/м³). Потерями давления в гидролинии между дросселем и гидроцилиндром пренебречь.

Решение. Давление на выходе из дросселя при отсутствии потерь в трубопроводе равно давлению в гидроцилиндре:

 

Расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр, равен расходу через дроссель, который находим по формуле (13.16)

 

 

Скорость перемещения поршня

 

время полного хода поршня

13.4. Жидкость (р = 900 кг/м³) через дроссель подается в поршне­вую полость гидроцилиндра диаметром D = 100 мм. Определить дав­ление жидкости перед дросселем, при котором поршень будет пере­мещаться со скоростью v_n = 5 см/с, если усилие на штоке R = 4 кН, проходное сечение дросселя 5_ДР = 8 мм², а коэффициент расхода уь = 0,66 (рис. 13.1, б). Объемный КПД гидроцилиндра ri₀ = 0,98. Трением в гидроцилиндре и давлением в штоковой полости пренебречь.

Решение. Расход жидкости через дроссель равен расходу жидкости, поступающей в гидроцилиндр,

Давление на выходе из дросселя примем равным давлению в гид­роцилиндре

 

Перепад давления в дросселе находим из формулы (13.16)

 

Давление перед дросселем

13.5. Определить основные параметры четырехлинейного золотни­кового распределителя (рис. 13.7) — площадь щели, максимальный ход плунжера, осевую гидродинамическую силу в движении золотника, если диаметр плунжера D = 16 мм, номинальный расход через распределитель Q — 0,8 л/с, перепад давления р₃= 0,25 МПа, плот­ность рабочей жидкости р = 900 кг/м³, угол = 69°.

Решение. Площадь щели золотника при пропуске номинального расхода находим из формулы (13.24), принимая коэффициент расхода, а =0,7;

 

Осевую гидродинамическую силу, действующую на плунжер рас­пределителя, находим по формуле (13.27):

 

 

13.6. Работа шарикового предохранительного клапана характе­ризуется следующими параметрами: максимальный расход Q = 0,4 л/с, давление нa входе р_г = 10 МПа, давление на выходе р₂ = 0, плот­ность рабочей жидкости р = 850 кг/м³. Определить усилие пружины в момент открытия клапана и величину подъема шарика, необходимую для пропуска заданного расхода (рис. 2.18).

Решение. Определяем перепад давления в клапане

 

Площадь сечения клапанной щели находим из формулы (13.17), принимая коэффициент расхода р = 0,65:

Принимаем диаметр шарика

 

Усилие пружины в момент открытия клапана находим по формуле (13.20):

Принимаем диаметр шарика

 

Высота подъема клапана