Башта Т.М. - Гидропривод и гидропневмоавтоматика (Башта Т.М. - Гидропривод и гидропневмоавтоматика), страница 2

1, б) цилиндра.1 и 2, первый из которых является ведущим (насосом) н второй— ведомым (гидродвигателем) звеном. При перемещении с помощью рукоятки 3 поршня а, цилиндра 1 в правую сторону жидкость вытесняется в цилиндр 2, перемещая его поршень аи вверх, причем давление 1 Р Рг = — е 1г развиваемое в цилиндре 1 силой Р„приложенной к поршню а„действует также и на поршень ае цилиндра 2 (потерями давления в трубопроводе пренебрегаем, т. е. считаем, что р, = рт). а1 Рис.

1. Схемы, иллюстрирующие принцип действия объемного гидропривода Допуская, что цилиндры 1 и 2 герметичны, а жидкость несжимаема, перемещения поршней а, и аи опишем уравнением равенства вытесняемых ими объемов (уравнением неразрывности потока) 11т1'г = 11 ги, где 11„11„1, и 1е — соответственно перемещения и площади поршней а, и ае, На основании последнего равенства йе .

1г 4 Ья=й,— '=Ь,—,, 1е где д, и де — диаметры поршней а, и ае. Пренебрегая гидравлическим сопротивлением (допуская, что давление Р, = Р, = Р) и тРением поРшней а„и аи пРи их движении, можно написать выражения для сил Р, и Р„действующих на поршнях а, и ая: Р,=р~~ и Р,=р~,. В соответствии с этим ня Ре Р1е и .

1е р с е 1 я 1 ° р1г л', 1т где р — давление жидкости в цилиндрах; Р, н Р, — силы давления жидкости. соответственно на поршнях а, и ае. Из этого равенства следует, что сила Р, больше силы Р, в 1е11, раз. Равновесие сил, действующих в рассмотренной схеме, можно сравнить с равновесием коромысла, нагруженного грузами весом 6, и 6„приложенными по его концам (рис. 2, а). Нетрудно видеть, что длины плеч 1., и Еа коромысла и величины грузов весом 6, и 6а связаны соотношением а.

па =~., Соответственно для сравниваемой гидросхемы (рис. 2, б), состоящей из связанных трубопроводами двух цилиндров площадью Р, и Р„поршни которых нагружены грузами весом 6, и 6„ с, г, Оа = ра ' а/ рис. 2. Схемы, иллюстрирующие аналогию между механнчесной и гидравлической передачамн Произведение силы Р„действующей на поршень а, (см. рис. 1, б), на скорость его движения Ь1 оа —— 1 где 1 — время перемещения поршня на расстояние йх, даст выражение мошности У =р,ою Подставив в предыдущее выражение Р, = )',р, получим У = р~,о,. Учитывая, что произведением ох выражает объем, описываемый поршнем в единицу времени, или расчетную подачу 6 жидкости поршнем, получим )ч' = РЯ.

(1) В том случае, если давление выражено в кГ1сме и подача в смаlсек, мощность будет выражена в кГ см/сик. Для получения меицности в д. с. пользуются выражением рЯ У =.— л. с., где я — расход жидкости в смагсек; р — давление жидкости в кГ1см'. Конструктивная схема отличается от рассмотренной выше упрощенной принципиальной схемы (см. рис. 1, б) тем, что включает насос непрерывного дейсгвия, а также ряд дополнительных аппаратов, которые позволяют упрз- влять потоком жидкости, поступающей от насоса к гидродвигателю, и предохранять систему от перегрузок. В соответствии с этим различают во всяком гидроприводе три группы элементов: насосы (источннкн гидравлической энергии), гидродвигатели (прнемники гидравлической энергии нли исполнительные механизмы), распределительную и регулирующую,гидроаппаратуру.

На рис. 3, а представлена схема простейшего объемного гидропрнвода для прямолинейного возвратно-поступательного движения. Привод состоит из соединенных трубопроводами насоса ! с резервуаром (баком) 5 и гндродвигателя (силового цилиндра) 2, предохранительного клапана 4, а) Рис. 3. Принципиальные схемы гидраприводов прямолинейного (а) и вращательного (б и в) движений ограничивающего повышение давления жидкости выше установленного значения, и распределительного устройства (крана) 3, с помощью которого из' меняется направление потока жидкости от насоса к рабочим полостям гидродвнгателя, т. е.

осуществляется изменение направления его движения. В положении распределителя (крана) 3, представленного нз рис. 3, а, жидкость от насоса 1 поступает в левую полость цилиндра 2, перемещая его поршень в правую сторону. Жидкость же, вытесняемая при этом поршнем из правой (нерабочей) полости цилиндра 2, удаляется по сливным трубопроводам и каналам распределителя 3 в резервуар 5. При повороте распределителя 3 на угол 90' жидкость от насоса 1 поступает в правую полость цилиндра 2 и отводится в бак 5 из левой его полости; поршень в этом случае перемещается в левую сторону. При повышении давления жидкости сверх установленного значения откроется предохранительный клапан 4 и жидкость под давлением будет переливаться через него в бак. На рис.

3, б и в представлены принципиальные схемы гидропередачи с гидродвигателем (гидромотором) 2 вращательного движения. Реверс гидродвигателя в схеме на рис. 3, б осуществляется с помощью распределителя 3, а в схеме на рис. 3, в — путем изменения насосом 1 направления потока жидкости. Система в последнем случае должна быть снабжена обратными (запорными) клапанами 7, которые отсоединяют при изменениях направления потока жидкости нагнетательную магистраль от бака 5 и одновременно обеспечивают подпитку всасывающей полости насоса в случае, если в последней образуется в результате утечек жидкости или иных причин вакуум. Схема также снабжена предохранительным клапаном 4 и баком 5 запаса рабочей жидкости. Очевидно, что при принятом выше условии полной герметичности гидро- агрегатов и практической несжимаемости жидкости выходное звено двигателя перемещается (или вращается) с определенной скоростью, обеспечивающей проход через его рабочие камеры жидкости, подаваемой насосом, т.

е. должно быть соблюдено условие 9„ = 9э, где 9„ и Яэ — теоретические подачи (объемы, описываемые рабочими элементами в единицу времени) насоса и двигателя. В результате при принятом выше условии получим жесткую кинематическую связь между насосом и гндродвигателем. Регулирование скорости гидродвигателя (движения поршня силового цилиндра или вала гидромотора) в передачах мощностью более 5 † л, с.

обычно осуществляется регулированием подачи насоса ! путем изменения рабочего его объема и в передачах меньших мощностей — посредством дросселя 6, с помощью которого создается сопротивление на входе жидкости в гидродвигатель, в результате которого часть жидкости переливается через предохранительный клапан 4 в бак б.

При полном перекрытии трубопровода дрссселем б вся жидкость переливается через клапан 4 в бак, в результате скорость гидродвигателя 2 будет равна нулю. Из приведенного следует, что дроссельное регулирование связано с потерей мощности и нагревом жидкости, поскольку энергия объема жидкости 1~,„ сбрасываемой в единицу времени через клапан 4 в бак под давлением превращается в теплоту. Теряемая при этом мощность й~ио~и РкаЯкл где р„— давление, на которое отрегулирован предохранительный клапан 4.

Рассмотренные на рис. 3 схемы относятся к числу простейших, в которых управление потоком жидкости сводится лишь к изменению ее направления течения без какого-либо воздействия на закон движения поршня гидродвигателя, В случае, когда это воздействие связывается с циклом работы машины или с управлением по программе, гидропривод становится частью системы автоматического или полуавтоматического регулирования, элементы гидропривода называются элементами гидроавтоматики, а гидро- система — автоматической нли полуавтоматической.

Давление жидкости в гидросистемах. Из выражения (!) следует, что прн повышении давления жидкости мощность гидропрнвода при всех прочих равных условиях пропорционально повышается, а следовательно, снижаются его удельная масса и габаритные размеры. Ввиду этого в практике происходит непрерывное повышение давлений. В настоящее время в гидросистемах, как правило, давления равны 200 †2 и реже 350— 700 кГ(см'. Объемный насос мо кет развить любые давления, при которых рабочие жидкости еще сохраняют свои свойства. Потеря этих свойств, ограничивающая давление, обусловлена тем, что практически большинство жидкостей, в том числе и жидкости нефтяного происхождения, при давлениях 20000— 30 000 кГ(смэ затвердевают. Вода при 20' С превращается в твердое тело при давлении 8400 кГ(см"-. В гидросистемах машин распространены насосы мощностью до 75 кап (!00 л, с.), однако в некоторых случаях, и в частности в тяжелом машиностроении, применяются насосы с приводной мощностью выше 3000 квт (при давлениях 220 кГ~см').