Башта Т.М. - Гидропривод и гидропневмоавтоматика (1067398), страница 13
Текст из файла (страница 13)
ои дг Расчеты времени срабатывания (быстродействия) подобной системы показывают, что влияние приведенной массы жидкости во многих случаях (при длинном прнсоединительном трубопроводе н малом его диаметре) значительно (в 5 — 6 раз) преобладает над влиянием массы подвижных механических 47 частей компенсатора (поршня и пр.). Увеличение в 2 раза диаметра трубопровода сопровождается уменьшением в 4 раза приведенной массы жидкости. Приведенная масса жидкости применительно к цилиндрическому компенсатору /~> «4 М„,=т( — ), ж1 где т — масса жидкости; 0 и 0 — диаметр цилиндра компенсатора и присоединительного трубопровода. Недостатком поршневых компенсаторов является большая инерционность, обусловленная массой поршня, а также наличие трения в цилиндре.
В результате этого, а также из-за инерционности упругого столба жидкости в трубопроводе, соединяющем жидкостный резервуар компенсатора с рабочей магистралью гидросистемы и со сливом, поршень компенсатора может начать (вследствие действия ударной волны или пульсации давления в системе) колебаться, что может принести к асинхронному по отношению к действию ударной волны изменению знака направления движения жидкости в этом канале (к появлению «отрицательной» скорости). При этом давление в присоединительном трубопроводе может превысить давления ударной волны в защищаемой магистрали, в результате чего подобный компенсатор не только не будет поглощать энергию волны, а усугублять ее действие, что приведет к увеличению забросов давления.
Для уменьшения инерционности подвижного элемента компенсатора жидкостную и газовую среду разделяют эластичной резиновой мембраьой (рнс. 24, в). Вместимость выбирают из условий равенства работы сжатия газа в компенсаторе и кинетической энергии жидкости, протекающей по трубопроводу. Практически вместимость газовой полости обычно составляет 200— 250 см» Для ограничения ударного давления применяют также предохранительные клапаны (рис. 24, г). Для повышения эффективности клапана необходимо уменьшать инерционность подвижных элементов клапана и жидкости, которая зависит от массы подвижных частей клапана, а также сечения и длины трубопроводов, с помощью которых клапан присоединяется к рабочей магистрали, а также дренажного трубопровода, соединяющего клапан с баком, Очевидно, наиболее эффективной при всех прочих равных условиях будет установка клапана непосредственно на рабочей магистрали со сбросом жидкости в сливной трубопровод большого сечения.
Для гашения гидравлического удара пригодны лишь клапаны прямого действия (рис. 88), а не двухступенчатые клапаны (клапаны с серводействием), которые отличаются от первых более длительной паузой (задержкой) между подачей сигнала давления и открытием основного (сбрасывающего) клапана, обусловленной двухступенчатостью действия и инерционностью жидкости в каналах малых сечений. Гидродинамическое давление струи жидкости на стенку.
Практический интерес, в частности при расчетах распределителей типа сопло †заслон, представляет сила давления потока жидкости, вытекающей из сопла на преграду (стенку), расположенную на пути потока (рис. 25). Реакция струи жидкости на стенку в заданном направлении измеряется проекцией на это направление изменения количества движения.
Усилие воздействия потока на плоскую неподвижную стенку диаметром больше шести диаметров сечения струи, расположенную перпендикулярно к направлению потока, будет равно на основании теоремы механики о количестве движения секундному импульсу силы: Р=ти=-Яир, где т и Я вЂ” массовый и объемный расход жидкости; и — средняя скорость потока жидкости. 48 Принимая во внимание, что можем написать Р = риЯ = рвиа, где р — плотность жидкости; в — поперечное сечение потока. Фактическое усилие зависит от расстояния х между срезом сопла и стенкой, уменьшаясь при удалении насадка от преграды.
Последнее обусловлено рассеиванием энергии струи. г/ Рис. 2о. Схемы деастаня потока жидкости на стенки (заслонки) При неподвижной установке стенки под углом О к направлению потока (см. рис. 25, б) это усилие Р, = Яриз)пО; Р = Яриз(п'О; Р, = ЯриайпОсозО Если стенка перемещается в том же направлении, что и струя, со скоростью о, то скорость встречи струи со стенкой уменьшится в отношении В соответствии с этим для первого случая расположения стенки (см. рис. 25, а) Р = — "(и — о)е = рв (и — о)'. и Скоростью о перемещения стенки обычно пренебрегают ввиду ее относительной малости. Для случая воздействия струи на криволинейную пластину (полусферу) сравнительно небольших размеров (принимаем скорость обтекания равной скорости у выхода из сопла) рассматриваемое усилие (рис. 24, в) Р = рЯи (1 — сон се). При тупом угле а (рис.
24, г), равном 180 — се„ Р = рЯи (1 + сов сох). С увеличением угла се давление струи на стенку возрастает, достигая при полном повороте струи (а = 180' и а, =- О) Р = 2рЯи. ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ .МЕХАНИЗМЫ ГЛАВА 11 В качестве исполнительных механизмов (гидродвигателей) применяются силовые цилиндры, служащие для осуществления возвратно-поступательных прямолинейных и поворотных перемещений, а также гидромоторы непрерывного вращательного движения, преобразующие энергию потока жидкости соответственно в прямолинейное поступательное, поворотное вращательное перемещение выходного штока (вала). МЕХАНИЗМЫ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ ( — рабочая площадь поршня; Я вЂ” объемный расход жидкости; я0' — рабочая площадь поршня для цилиндра, представленного на рис.
26, а прн подводе жидкости в полость, противоположную штоку; я (Р' — л2) 4 — рабочая площадь поршня для цилиндра, представленного на рис. 26, а, при подводе жидкости в полость со стороны штока и для цилиндра, представленного на рис. 26, б; здесь О и б — диаметры поршня и штока. Для цилиндра одностороннего действия (рис. 26, в) рабочей площадью является площадь сечения штока (скалки) яд~ 4 где Эти цилиндры просты в изготовлении, поскольку обработке подлежит лишь поверхность б буксы под шток (скалку) и отпадает необходимость в обработке зеркала внутренней поверхности цилиндра.
50 В качестве исполнительных механизмов прямолинейного движения применяются преимущественно силовые цилиндры (см. рис. 3, а). На рис. 26 приведены схемы цилиндров двух основных типов: двустороннего (а и б) и одностороннего (в) действия; поршень (скалка) последнего ' цилиндра совершает обратный ход под действием пружины или внешних сил. Движущее усилие Р на штоке цилиндра н скорбеть о его перемещения без учета потерь на трение, противодавлеиия и утечек жидкости определяют по формулам р1и 0 (З1) Если цилиндр с односторонним штоком включить в гидросистему так, чтобы штоковая его полость была постоянно подключена к нагнетательной иагистралн, а противоположная полость попеременно либо к этой маги- "трали, либо к сливной (рис.
26, г), то представится возможным осущетвить как равные скорости при прямом и обратном ходах, так и разные. При соединении левой полости с баком поршень под действием постоянно действующих сил давления жидкости в правой полости будет перемещаться влево, при соединении ее с нагнетательной магистралью поршень вследствие разности рабочих площадей будет перемещаться вправо. )) )1 И д3 Поппвлн ныл лвППид Ф г/ Рис. 26. Типы силовых цилиндров Из рис. 2б, г видно, что при 0 с(= площадь штока будет в 2 раза меньше площади цилиндра.
Рабочие площади,при дание~ни поршня в обе стороны в этом случае будут равны н определяться из выражения п()в и (Вх — Пх) ялх 4 4 4 В соответствии с этим скорости поршня и развиваемое им усилие при ходе в обе стороны будут также равны. Прн с(+ й!)/2 рабочая площадь равна: — при движении поршня влево; я (Ю вЂ” ва) 4 ио2 1 = — — при движении поршня вправо.
4 При б ) О/)I 2 получим большие скорости обратного хода (влево) и большие усилия прямого рабочего хода (вправо). На рис. 27 представлена аналогичная схема постоянного питания одной из полостей цилиндра путем подключения к ней гидрогазового аккумулятора. Насос в этой схеме соединен через распределитель 1 со штоковой (левой) полостью силового цилиндра 2, а аккумулятор 3 — с противоположной (правой) полостью. При подводе через распределитель 1 жидкости от насоса в левую полость цилиндра 2, что соответствует рабочему его ходу, поршень перемещается вправо и вытесняет жидкость из правой 51 Є— давление питания (нагнетания); р„— давление в аккумуляторе; В и г( — диаметры цилиндра и штока. При питании цилиндра аккумуля тором усилие (давлением слива пре а небрегаем) где п0я 4 (33) Скорость поршня при прямом ходе (при питании насосом) определится ов = и((),(е) Рис.
27. Схема питания силового ци- линдра гидрогазовым акнумулятором где Я„ — подача насоса. Поскольку энергия аккумулятора может быть использована в течение короткого времени, обратный ход поршня может быть совершен в столь короткое время, как это допустимо для данного случая применения гидро- системы. Поскольку давление Р в аккумуляторе в течение хода поршня вследствие изменения газового объема при вытеснении жидкости из правой полости "(К~~'Рл «) Рнс.
28. Силовой цилиндр, снабженный распределителем с отрицательным перекрытием (а), и схема включения такого цилиндра в гидросистему (б) цилиндра (при ходе поршня вправо) и питании (при ходе поршня влево) будет переменным, при расчете р,„следует принимать максимальное его значение р„,„при прямом (насосном) ходе поршня цилиндра 2 согласно выражению (32) и минимальное Р,„,„— при обратном ходе согласно выражению (33).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
