Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 53
Текст из файла (страница 53)
Связь между смещением 9 поршня 10 и углом у наклона регу- лирующего органа (шайбы) насоса может быть приближенно выражено так: у=9 ге у (ЗОб) Усилие натяжения пружины 9 где с н Р„р „— коэффициент жесткости н усилие предварительного (начального) сжатия пружины 9. 371 Тяговое усилив Р, на штоке поршня 10, уравновешивающее силы, действующие на регулирующий орган, определяется перепадом давления в полостях цилиндра: (307) Выполнив упрощения и подстановки, получим уравнение равновесия поршня 10: Р— +Р,р,„+ арМ7+Р„ыь — Рсоп'"а+Г,„в=0. (308) Уравнение равновесия заслонки.
Величина щели х между соплом 4 и заслонкой 3 определится ив уравнения равновесия последней (см. рис. 149, а): где Р„= р„ы„„— усилие, развиваемое поршеньком 5; Р„, „„— усилие пружины 1; 1;„, — усилие воздействия на заслонку струи жидкости, вытекающей из сопла 4; е>„,, — площадь поршенька 5. Величина обжатия пружины 1 г= — х, Ц где х — расстояние среза сопла 4 от заслонки 2. С учетом приведенного ножен написать (3(0) где с, — жесткость пружины 1; Р„„„— усилие начального сжатия пружины 1 клапана. Приняв упрощенно, что усилие давления жидкости на заслонку Р,„„, =.— р„,де,.„,, где р„„и ю„„— давление жидкости на выходе из сопла и площадь его сечения (см. стр.
475), уравнение равновесия заслонки можно представить в виде откуда находим величину щели: ~'ир н~г Рн<>ил~2 лсолсьоиН ( й ) (312) с~ Расход жидкости череа дроссель 8 (см. рис. 149, б) определится по выражению (см, выран'ение (74)) где ю„р — площадь сечения дросселя; Рдр — коэффиЦиент РасхоДа ДРосселЯ,' р, — плотность жидкости.
Расход череэ щель шириной я между среаом сопла 4 и заслонкой 2 (314) ГДЕ И„п И )䄄— ДИаМЕтР И КОЭффИЦИЕНт РаСХОДа СОПЛа; р„... — давление перед соплом. Поскольку в рассматриваемой схеме дроссель 8 и сопло 4 соединены последовательно, расходы чр череэ них в установившемся режиме равны (см.
рис. 149, б) )сэр!ар'~ Рн Рсоа =)с'соп™сост') рсап' (315) Решая уравнения (308), (309) и (315), получим характеристику регулятора с,)„= 1 (р„): М й + и п р. и+ СР то у + Рпыд Р оп Юс н + ~ср = сд~ 1 Рпр, сА — Рнодпл~с — Рсопсосонй ) ( ~с ~,. рсо я4соо со» рдр (318) (317) Рн р о=~+Хо соп где Регулятор дифференциального типа 273 В практике распространены регуляторы дифференциального типа, одна иэ схем которого покаэана на рис. 151, а.
Регулирование подачи здесь достигается изменением угла у наклона люльки 2 (несущей цилиндровый блок 2) осуществляемого с помощью цилиндра 7, который питается от клапанно-эолотнпкового устройства 10, соединенного с нагнетательной полостью насоса. Подвижный цилиндр 7 свяаан череа серьгу 4 с люлькой 2 насоса. Пока давление жидкости, нагнетаемой насосом, не достигнет расчетной величины (р ~ рн,„), силовой цилиндр 7 удерживается пружиной б в крайнем левом положении, соответствующем максимальному углу наклона и соответственно максимальной проиэводительности насоса. При повышении давления до величины рп > рп„плунжср 10, преодолевая усилие пружины 1, перомещается вверх и открывает канал 0 питания цилиндра 7, в результате последний, сжимая пружину б, перемещается вправо, уменыкая тем самым угол наклона у люльки насоса и соответственно уменьшая его производительность.
В результате установится значение подачи, соответствующее новому давлению. При дальнейшем повышении давления люлька будет поворачиваться в том же направлении до нового равновесного положения и так далее, пока давление не повысится до р ,„ (см. рис. 140), при котором расход насоса снизится до минимальной величины, необходимой для компенсации утечек жидкости при этом давлении.
При снижении давления до р„< р„,„плунжер 10 под действием пружины 1 переместится в обратную сторону, отсекая канал 0 цилиндра 7 от нагнетательной линии и соединяя его со сливной. /~р 9 7 а! а) Рис. 151. Мехаииам регулирования ли$$ереициальиого типа При атом пружина б будет поворачивать люльку 2 насоса в сторону увеличения производительности до установления нового равновесного положения.
Равновесие цилиндра 7 в текущем положении у (см. также стр. 261) может быть выражено уравнением Р+Гег +с у=р оге, (318) где Р— усилие, действующее на цилиндр 7 со стороны регу- лирующего механизма; Ря — усилие пружины 5, нагружающей цилиндр 7; для положения его у = О, величина Р„г, является предварительным натяжением пружины; с, — жесткость пружины 8; ю, — площадь сечения цилиндра 7; Р, — редуцированное давление в полости 0 цилиндра.
Условие равновесия плунжера 10 клапана: (319) где ю, — площадь торца плунжера 10; Р„р, — текущее усилие пружины 1. Текущее положение у цилиндра 7 и угол поворота регулирующего элемента (люльки) 2 насоса связаны отношениями (320) у=р(Сйу,„„„— Сяу,) где р — расстояние между осями поворота люльки и силового цилиндра регулятора; тмьх — максимальный угол отклонения люльки. Угол у наклона люльки можно определить из приближенного выражения Требуемый для заданного диапазона давлений наклон кривой статической характеристики обеспечивается выбором жесткости с, пружины б.
Усилие пружины Р„р должно развивать момент отптг носительно оси поворота люльки, превышающий момент М сил, действующих на механизм регулирования при максимальном угле (тш,„) наклона люльки: Г = — = — "+ ягз где М вЂ” момент сил давления жидкости в насосе, разворачивающих люльку; ̄— момент сил трения в цапфах и шарнирах механизма. Ограничители давления Зачастую требуется при повышении давления до номинального значения р„,„выключить насос полностью (перевести его в режим нулевого расхода). Схема подобного регулятора представлена на рис.
г52. При достижении в системе заданного максимального давления р„ плунжер 4 перемещается вверх и соединяет правую полость цилиндра б с источником давления, в результате чего его поршень 1, связанный с уалом регулирования насоса, переместится влево. Так как усилие пружины 2 регулятора не зависит от положения порп>ня 1 (а следовательно, и от величины регулируемого параметра), последний не остановится в промежуточном положении, как это было в ранее рассмотренных схемах, а переместится в крайнее левое положение (до упора), соответствующее нулевому аначению регулируемого параметра. Прн понижении давлении ниже номинальной величины ряс (см. рнс. (40) плунжер 4 под действием пружины 2 опустится вниз и соединит полость цилиндра 5 со сливом, в результате поршень 1 переместится в крайнее правое положение (показано на рис. >52), в соответствии с чем расход насоса увеличится до максимального значения.
При обеспечении нулевого пе- рекрытия пояском плунжера 4 1 канала 8 (а = Ь) любое малое на- Г»ид рушение равенства сил давления жидкости и натяжения пру>кипы 2 вызовет соответствующее изменение подачи. Однако схема с подобным перекрытием будет я неустойчивой, ввиду чего приме- няют распределитель с положи- а тельным перекрытием канала Рн (а ( Ь), величина которого (Ь вЂ” а) определяет диапазон давлений Рис. 152. Схема ограничителя давления насоса Ртах— Применяют также схемы регу- ляторов с отрицательным «перекрь>тием» золотника (а ( Ь), которые отличаются плавностью работы, однако имеют некоторую постоянную утечку через зазор, обусловленный рачностьн> (и — Ь).
Аналогичное регулирование может быть достигнуто также и в ранее рассмотренной схеме регулятора с обратной связью по положению (см. рис. (47, а). Для этого пружина 4 регулятора размещается в силовом (приводном) поршне 5 (см. нижнюн> проекцию). Так как усилие этой пружины при подобном размещении не зависит от положения поршня о (а следовательно, и от положения регулирующего органа насоса), последний при повышении давления до величины, при которой перемещающийся под его действием плунжер 8 соединяет канал 6 с каналом 10, ведущим в правую полость 9 цилиндра 14, переместится в крайнее левое положение (до упора).
Следовательно, регулятор подобной схемы после достижения номинального давления полностью выключает насос (переводит его на режим нулевого расхода) в отличие от рассмотренной выше схемы, которая благодаря прун«инной обратной связи допускает работу насоса на промежуточных расходах. Введение искусственной утечки При работе насоса в режиме расхода жидкости, близкого к нулевому, возможен перегрев насоса за счет тепла, обусловленного механическими потерями мощности. Для обеспечения эвакуации тепла ив насоса предусматривается некоторая циркуляция жидкости, достигаемая путем искусственных утечек жидкости. Для этого в стенке неподвижной скалки (поршня) 8 (сМ. рис. 151, б) выполняется небольшое отверстие а (диаметр отверстия обычно равен 0,5 — 0,6 лхм), расположенное на таком расстоянии й от края поршнн, чтобы цилиндр а у открывал это отверстие при своем движении в положении, близком к нулевому углу наклона люльки.
Прн этом на большей ча- д с стн пути хода цилиндра в режиме снижения производительности отверстие а будет перекрыто ци- ю~ ' 'ти линдром, и лишь прн некотором х Г небольшом наклоне люльки (в конце хода) оно откроется, в результате возникнут искусственные перетечки жидкости из рабочей полости насоса в сливную магистраль, добавляющнеся к обычным Д, утечкам через неплотности гидро- агрегатов.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
