Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 78
Текст из файла (страница 78)
рис. 230), скорость потока жидкости для которых вычисляют по наиболее узкому месту канала. Площадь сечения канала в месте, наиболее узком для данного положения игольчатого дросселя, представленного на рис. 233, г рассчитывают по выражению расходе () и перепаде давления Ьр дросселя связаны соотноше- нием ~)=1и(а )/ 2д — ~ =р„с("„)/ 2я (406) где И и Ȅ— диаметры отверстий при одно- и многошайбовом дросселе. На основании приведенных данных можно записать 1и('= ~ — И„'; д„= ~/ йй.
(407) Ке' = — Ке. И ли С учетом выражения (407) эта зависимость примет вид не Ке' =,= у" Расход через дроссельный пакет шайб аависит при всех прочих условиях от расстояния 1 между шайбами, оптимальным аначением которого следует считать 1 = 5д, где Й вЂ” диаметр отверстия. Опыты покааали, что при уменьшении этого расстояния от 5 до 4д расход снижается на 15%; при увеличении от 5 до 83 расход практически не изменяется. Толщина а дросселирующей шайбы или ее кромки (см. также рис.
233, а) обычно выбирается не более (0,4-0,5) А Прн более точных расчетах необходимо учитывать противодавление среды, в которую происходит истечение жидкости (см. стр. 87). Опыт показывает, что в области установившегося турбулентного течения (Ке ) 2 10') фактический приведенный коэффициент расхода р„' выше расчетного р„, вычисленного без учета противодавления, в соответствии с чем р„'=йр = = где Й вЂ” поав Л у > правочный коэффициент, характеризующий это превышение.
Среднее аначенне этого коэффициента для Ке > 2 10з можно принять равным 1,25 (см. рис. 39). Однако при атом необходимо учитывать, что поскольку при ааданных условиях диаметр И отверстия одношайбового дросселя будет меньше диаметра отверстий шайб многошайбового дросселя ид И„, разными при постоянных ч и Лр будут также и числа Ке =— Значение этого числа для многошайбового пакета будет равно Диаметр д отверстий в шайбах во избежание засорения не должен быть меньше — 0,3 мм. Шайбы при сборке дроссельного пакета 'обычно смещаются одна относительно другой так, чтобы оси отверстий в них не находились на одной линии. ОБЛИТЕРАЦИЯ КАНАЛОВ ДРОССЕЛЯ Устойчивая работа дроссельного регулятора прн малом расходе может быть достигнута лишь при невысоком перепаде давления, для обеспечения которого необходимо применять большое число последовательно соединенных сопротивлений (диафрагм).
При уменьшении числа диафрагм и соответственно увеличении перепада давления на одной шайбе стабильность расхода при малых его значениях нарушается вследствие облитерации и засорения проходных каналов (см. стр. 98). В одношайбовом дросселе минимальный расход практически составляет не менее 150 — 200 смэ/мин. Влияние облитерации на расход жидкости заметно при величине диаметра канала менее 0,10, и прк диаметре 0,01 — 0,02 мм возможно полное прекращение расхода. Для предотвращения облитерации одной нэ поверхностей канала дросселя сообщают какое-либо (поступательное яли поворотное) движение. При этих движениях можно обеспечить малые стабильные расходы. Согласно литературным данным, при вращении дроссельного золотника (при перепадах давления 1-2 кГ/слз) расходы могут составить 10 смэ/мин.
При вибрирующей дроссельной заслонке в схеме сопло — заслонка (см. стр. 469) при перепаде давления 1 кГ/слэ (диаметр сопла 0,5 мк) был получен минимальный стабильный расход, равный 1,5 смэ/мин. На рис. 234, в представлена схема дросселя с вращающейся пробкой, с помощью которого осуществляют пульсирующий расход жидкости. Дроссель состоит из вращающейся относительно неподвижного плунжера б пробки 1, при вращении которой ее канал 8 эа каждый оборот соединяется на короткое время с каналом 4, выполненным во втулке 2.
Сопротивление дросселя регулируют изменением длины его канала с помощью осевого смещения плунжера б. Для того чтобы устранить влияние пульсации подачи на приводимый механизм (на выход системы), число оборотов пробки 1 должно быть ) 600 об/мин. Минимальный устойчивый расход этого дросселя при 100 кГ/смэ составляет 30 смэ/мин. Зачастую требуются дроссельные клапаны одностороннего действия, которые свободно пропускают жидкость при движении в одном направлении; в противоположном направлении жидкость проходит через дроссельный канал клапана. Эти клапаны изготовляют как в нерегулируемом, так н в регулируемом варианте.
Схема регулируемого одностороннего клапана представлена на рнс. 234, г. При движении жидкости в направлении, укаэанном стрелками, клапан открывается полностью. Прн движении в обратном направлении грибок 8 прижимается к седлу и жидкость перепускается лишь через кольцевую щель между корпусом 1 и регулирующей муфтой 2. Регулирование сопротивления осуществляется поворотом муфты 2 на 360', при котором сечение щели изменяется от нуля до полного открытия. ДРОССЕЛЬНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ Существующие гидросистемы дроссельного управления можно разделить в зависимости от вида источника питания на системы, в которых: а) источник питания (насос) с переменным расходом (() ~ сопэФ) и постоянным давлением (р„.= сонат), устанавливаемым регулированием переливного клапана (см.
рис. 215); б) постоянный расход рабочей жидкости от источника питания в систему управления (Ч' = сопМ) с переменным давлением (р„ ~ чь сопэ$), которое определяется рабочими условиями. Реже применяются комбинированные системы. Наиболее распространенной является система с постоянным давлением источника питания. При таком источнике питания особые преимущества имеют системы, в которых несколько гидроприводов питаются от одного источника и в быстродействующих гидроусилителях с высоким коэффициентом усиления по мощности. Дроссель (регулятор) в системах с р„= сопэг может быть установлен на линии питания (на входе) гидравлического двигателя (рис.
235, а) и в сливной магистрали (на выходе) (рис. 235, б). Излишек жидкости, подаваемой насосом, отводится в бак через переливкой клапан. Схемы с регулятором в сливной магистрали (рис. 235, б) обеспечивают двустороннюю жесткость двигателя гидросистемы, поэтому они могут применяться в системах с знакопеременными нагрузками гидродвигателя, для которых схемы с регулятором, установленным на линии питания (рис. 235, а), менее пригодны, так как при изменении знака внешней нагрузки двигателя скорость движения выходного его штока (вала) может значительно увеличиться, поскольку дроссель атому увеличению здесь не противодействует. Эта схема не пригодна также для работы в режиме больших ускорений выходного звена (поршня или валика).
Из схемы, представленной на рис. 235, а, видно, что прирезном снижении подачи жидкости на входе в цилиндр путем дросселирования поршень будет перемещаться под действием силы инерции движущейся массы. Применение последней схемы особенно нецелесообразно в системах с гидродвигателем вращательного движения (с гидромотором), который может работать в переходных режимах с высокими ускорениями выходного вала, в результате чего инерция вращающихся узлов двигателя и присоединенной к нему массы внешней нагрузки может достигать значительной величины. При установке же дросселя в сливной магистрали(рис.
235, е) увеличению (забросу) скорости выходного вала оказывает сопротивление этого дросселя. Однако При резком торможении гидромотора в линии между гидромотором и дросселем могут возникнуть недопустимо высокие давления. Для предохранения системы и гидромотора от подобного давления в этой линии необходимо установить предохранительный клапан в. Р„= сопй еи-Рт Реп Рсп р„тг сапй ф г) Рис.
255. Схемы дроссельного регулирования скорости гидро- двигателя Кроме того, схемы с регулятором в сливной магистрали более устойчивы против автоколебаний, и в особенности при малых скоростях движения гидравлического двигателя, чем схемы с регулятором в линии питания. Условие равновесия сил, действующих на поршень, в схеме силового цилиндра с двусторонним штоком при установке дросселя на входе (рис. 235, а) может быть выражено уравнением РР= Р Р+ Р+ т. (408) Поскольку р„= р„— Лр,„, можем написать пРее=ре Р и (409) При установке дросселя на выходе (рис.
235, б) Р„Р=Р,Р+ Р+ Т. (410) 405 Поскольку р, = Лр,„, + рея можно написать првы» Рн Рсл р Р+т (411) где Лр,„= р„— рр и Ьр,„„= р, — р„— перепад давления на дросселе при установке его соответственно на входе и на выходе; р„= сопаь — подводимое давление (давление насоса); рр — рабочее давление в цилиндре для схемы с дросселем на входе (рис. 235, а); р„ — давление в сливной магистрали; р, — противодавление в нерабочей полости цилиндра для схемы с дросселем на выходе (рис.
235, б); Р— нагруака, приложенная к штоку цилиндра; Т вЂ” сила трения в цилиндре; я (В~ — сР) Р = 4 — площадь живого сечения цилиндра; Р и Ы вЂ” диаметр поршня и штока. Иа выражений (409) и (411) следует, что перепад давления на дросселях, а следовательно, и расход жидкости через них зависят от величины нагруаки Р на штоке гидроцилиндра, причем перепады давления в схеме с дросселем на выходе и на входе будут при всех прочих равных условиях равны между собой. В соответствии с этим зависимость скорости от нагрузки в этих схемах будет одинаковой. Расчетный к.п. д, одинаков для систем дроссельного регулирования на выходе и для систем регулирования на входе.
Однако в действительных условиях к.п. д. системы с дросселированием на выходе несколько ниже, чем для систем с дросселированием на входе, вследствие более высоких потерь на трение в силовом цилиндре. Необходимо отметить, что системы дроссельного регулирования обладают относительно ниэким к. и. д. Низкий к.п. д. систем обусловлен значительными потерями энергии, поскольку в насосе подобной системы независимо от мощности, потребляемой исполнительными двигателями, расходуется мощность, соответствующая полной проивводительности насоса и давлению, определяемому настройкой (регулировкой) переливного клапана.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
