Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 80
Текст из файла (страница 80)
стр. 349). Сила трения Т ухудшает характеристику регулятора, поэтому она должна быть уменьшена до минимума. Для этого прорезают иа плунжере 8 и поршне 2 круговые канавки (см. стр. 343). Силу трения можно уменьшить точностью, чистотой обработки и подбором твердостей скользящих деталей. Для повышения чувствительности и точности регулирования увеличивают площадь г"2 поршня 2. Во многих случаях Р2 в 5 —:10 раз и более превышает площадь плунжера 8.
Повышение чувствительности обусловлено тем, что при увеличении диаметра поршня периметр трения повышается пропорционально его величине, а площадь — пропорционально квадрату диаметра. Суммарное сопротивление 22р (перепад давлений в регуляторе) определится йР ~Р1 + йр2 где ЛР1 = р, — р, — перепад давления на дроссельной шайбе 1, Лр, = р, — р, — перепад давления в щели регулируемого дросселя. Расход жидкости через отверстие дроссельной шайбы 1 (2~1) и расход череа щель (окно) (92) регулируемого дросселя связаны, согласно закона неразрывности потока, выражением а=а=е или отсюда перепад давления на автоматически регулируемом дросселе 8 определится выражением 9112 пр =~,'йр где )21 и 92 — коэффициент расхода через отверстие дроссельной шайбы 1 и щель б, образуемую плунжером 8; 11 и 12 — площади проходных сечений отверстия шайбы 1 и щели, образуемой плунжером 8.
значения коэффициентов расхода п1 и )22 определяются проливками (на основании опытных данных), однако для предварительных расчетов можно принимать Р 0,62; )2 = 0,7 -2- 0,76. 4И РАСПРОСТРАНЕННЫЕ СХЕМЫ ДРОССЕЛЬНОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ рнг", — Р р' Р Рх р Рн ра на р (416) где Й вЂ” диаметр цилиндра; д — диаметр штока; рх= — и ра= — (хх — Й ) — площади живых сечении левон лр л 4 а 4 и правой полостей цилиндра. При нулевой внешней нагрузке Р = О, приложенной к поршню, противодавление р, достигает максимального значения: Р ра Ратах = ра и при максимальной нагрузке рт,х достигает минимального значения: РнР Ртах Ратин = р, Регулятор состоит из связанного с поршнем 8 дросселя 4 с переменным проходным сечением и дросселя 2, настроенного на ааданную скорость поршня двигателя.
Сверху на поршень 8 регулятора действует сила Р„р упругости пружины 1, а сннау — давление жидкости р, перед дросселем: 4Рпр Р'=,8 где а(„— диаметр поршня 8. При уменьшении противодавлсния р, в цилиндре, вызванном увеличением нагрузки Р, количество жидкости, проходящей через дроссель 8, уменьшится, в результате чего давление р, пониаится и дроссель под действием пружины 1 будет перемещаться вниз, увеличивая проходное сечение щели до тех пор, пока давление перед дросселем 2 не восстановится. При стабилизации скорости движения поршня установкой регулятора скорости на напорной линии (см. рис.
237, б) на поршень гидродвигателя действует переменное давление ра при постоянном давлении рн = сопзФ в напорной линии, поддерживаемом переливным клапаном насоса. 442 На рис. 237 представлены распространенные схемы дроссельного регулирования скорости гидродвигателя с установкой дросселя в сливной (рис. 237, а) и напорной (рис. 237, б) линиях. Из рис. 237, а видно, что противодавление р, в нерабочей полости цилиндра при постоянном подводимом давлении рн и отсутствии сил трения поршня будет в зависимости от величины приложенной нагруаки Р [см.
также выражение (411)) равно Связь между перепадами давления, соадающимися дросселями т и п, имеет вид Р„= йд„+ ДР„+ Рв. где Ар„и Лр — перепады давлений, соадавеемые дросселями и и т. Рн Р~ 1~ ж« Ра=овкт 4 вг Рис. 237. Схемы автоматическйх дроссельиых регуляторов скоро- сти гидродвигателя Ксли обеспечить постоянство одного из зтнх перепадов, постоянным будет также расход (подача) жидкости. Для сохранения постоянной подачи жидкости в цилиндр необходимо выдержать условие р„— Ьр,=ра+Ьр =совах, 413 что может быть достигнуто соответствующим регулированием перепада давления на дросселе т при обеспечении условия А =р.— йр.-р. Регулирование скорости перемещения ведомого звена можно осуществить также иэменением давления жидкости, нагнетаемой насосом (р„;6 сопзс).
Одна иэ воаможных схем подобного регулирования представлена на рнс. 237, в (см. также. рис. 235, г), в которой пропускное сечение маслопровода, ведущего в рабочую полость двигателя, определяется положением дросселя 8 постоянного сопротивления. Однако череэ этот дроссель проходит только часть потока жидкости от насоса, а остальная часть сливается в бак. Величина отводимой части потока определяется положением плавающего дросселя 8, свяэанного с поршнем 1, к которому с нижней стороны приложена сила, пропорцкональкая давлению жидкости перед дросселем 8, а с верхней — сила, пропорциональная давлению в двигателе.
Поэтому в зависимости от иэменения рабочей нагруэки Р в двигателе поршень регулятора, перемещаясь, регулирует перепуск жидкости в бак. Перепад давления в дросселе 8, определяемый усилием пружины, обычно не превышает 2 — 3 кГ/слР. Для уменьшения влияния сжимаемости рабочей среды, обусловленной наличием в ней растворенного воздуха, и обеспечения равномерной скорости на выходе ив цилиндра установлен подпорный клапан 4, отрегулированный на противодавление -.3 — 10 кГ(см'. В рассматриваемой схеме предохранительный клапан насоса срабатывает лишь при превышении величины давления в системе, соответствующей максимальной нагрузке двигателя. Схема регулирования скорости путем изменения давления р„ ~ сопэь жидкости нагнетаемой насосом, с установкой дросселя на сливной линии представлена на рис.
237, г. Стабилизация скорости выхода в этой схеме достигается иэменением давления жидкости на входе в цилиндр 1 пропорционально нагруэке на его штоке. Поскольку иэменение нагруэки сопровождается изменением давления перед дросселем 8, иэменяется также давление жидкости на верхний торец плунжера 8 автоматического дросселя и соответственно — давление р в питающей ветви. Перепад давления в дросселе 8 обычно не превышает 3 — 4 кГ!см'. Иэ скаэанного следует, что поскольку входное давление р в схемах, приведенных на рис. 237, в и г, пропорционально нагрузке и не намного превышает величину обусловленную, потери энергии (и нагревание жидкости) будут меньше, чем в схеме с р„= = сопаФ (см.
рис. 237, а и б). Глава У11 ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ГИДРОАГРЕГАТЫ Гидравлические системы включают в себя большое количество разнообразных вспомогательных гндроагрегатов, преднаэначенвых для регулирования, доэирования и ограничения расхода жидкости, для аащиты гидроснстемы от потери рабочей жидкости при раэрушении какого-либо гндроагрегата или участка магистрали, для фиксирования гидродвигателя в заданном положении и пр.' Осноэныа иэ этих гидроагрегатов рассмотрены ниже.
СИНХРОНИЗАТОРЫ ДВИЖЕНИЯ УЗЛОВ Во многих случаях требуется синхронизировать выходные скорости нескольких гидродвигателей (силовых цилиндров), питающихся от одного (общего) насоса. При атом для синхрониэации действия нескольких агрегатов обычно требуется обеспечить равенство скоростей. Для этого применяются рааличные устройства, так называемые делители потока, которые построены на объемном или дроссельном принципе. Наиболее простыми делителями объемного типа являются спаренные (свяаанные валами) гидромоторы 1 и 2 преимущественно аксиально-поршневых типов (рис. 238, а).
Гидромоторы в данной схеме являются расходомерными устройствами (доааторами), пропускающими эа один оборот объем жидкости, равный бев учета утечек в гидромоторе рабочему объему гидромотора. При равных рабочих объемах гидромоторов 1 и 8 поток жидкости между гндродвигателями (силовыми цилиндрами) 8 и 4 будет раэделяться в данной схеме на равные части —. При равене 2 ' стве внешней нагруэкн цилиндров (Рг ж Р, и рг ж рэ) перепад давления в гндромоторах будет обусловлен лишь трением, т. е. гидромоторы в этом случае практически будут работать в холостом режиме, ввиду чего утечки жидкости в них практически 415 отсутствуют, т. е.
объемный к. п. д. их примерно равен единице, вследствие чего подобная схема синхронизации отличается относительно высокой точностью. При изменении внешней нагрузки гидродвигателей (Р, ~ Р,) равенство давлений в них будет нарушено (р, ч- 'ра), в результате в линии недогруженного гидродвигателя появится иабыток мощности. Находящийся на этой линии гидравлический мотор вступит в работу в качестве привода второго гидромотора в линии перегруженного гндродвигателя, который в этом случае будет работать в режиме насоса, повышающего давление сверх давления питания (на входе в гидромоторы) р„ до величины, необходимой для преодоления сопротивления в линии перегруженного гидродвигателя.
Ь атно и, Рт б! Ре ЛВ- Ряс. 238. Схемы объемных делвтелей потока Очевидно, что в этом режиме (Р, ~ Р, или р, + р,) перепад давления в обоих гидромоторах будет обусловлен не только механическими потерями, но и рааностью нагрузок цилиндров Р, и Р„ которая компенсируется работой (в качестве насоса) гидромотора, установленного в ветви перегруженного цилиндра. Перепад давления на этом гидромоторе, в этом случае равен без учета сил трения в системе Ар=0,5р =0,5 Р Р Репа — максимальная и минимальная текущие нагрузки гидродвигателей (цилиндров); à — площадь цилиндра; ~~а — давление в линии питания (давление перед гидромоторами).
Где Рыах и Рн= р 416 Коэффициент 0,5 обусловлен тем, что мощность для компенсации разности в нагрузках (Рма„— Рннн) делится поровну между обоими гидромоторами. Следовательно, при нулевой нагрузке одного из цилиндров оба гидромотора будут работать (без учета потерь трения в системе) с пеРепаДом давлениЯ, Равным 0,5 Рю где Р„ — Давление в линии питания, соответствующее нагруаке Рм,„.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
