Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 96
Текст из файла (страница 96)
Для этого поршень 8 обычно герметизируется в цилиндре с помощью уплотнительного металлического кольца 4. Сечение дроссельного отверстия 2 в поршне 8 демпфера подбирается таким, чтобы демпфирование, с одной стороны, не увеличивало усилий, необходимых для рабочих перемещений плунжера, а с другой стороны, чтобы при скоростных вибрационных его перемещениях создавалось демпфирование, способное погасить силу, возбуждающую колебания. Так, при диаметре поршня 8 демпфера, равном 30 — 40 мм, диаметр отверстия 2 обычно составляет 0,5 — 0,8 мм. Для надежного заполнения жидкостью рабочих полостей демпфера при его колебаниях применяют демпферы с двумя пластинчатыми клапанами 2 и 5 (рис. 293, 6), нагруженными слабыми пружинами 6.
При перемещениях поршня 8 один из клапанов закрывает проточку 4, в результате чего вытесняемая этим поршнем жидкость проходит через дроссель 8, а другой клапан, преодолев под действием сливного давления усилие пружины 6, открывает противоположную проточку и дает воаможность жидкости ааполнить камеру демпфера. Регулирование сопротивления осуществляется с помощью дроссельной иглы 7. Конструктивная схема золотника с демпфером иного варианта показана на рис. 293, в. Втулка 2 золотника выполнена как одно целое с цилиндром 8 демпфера, а плунжер 1 — с поршнем демпфера. Для регулирования сопротивления применен игольчатый вентиль 4. Расчет гидравлического демпфера сводится в основном к определению сопротивления течению жидкости, проталкиваемой поршнем демпфера через дроссельные каналы. Перепад давления Ьр в полостях цилиндра демпфера, создаваемый сопротивлением дроссельного отверстия, выполненного в тонкой стенке (рис.
293,а), и расход Д жидкости через него связаны зависимостью (см. вы- или у Рзаз Лр= —;— 2эач (462) Величины параметров Р, и, ~ и Ьр подбирают так, чтобы усилие Р = РЛр, необходимое для перемещения поршня демпфера при требуемой максимальной рабочей его скорости о, не превышало ааданных значений. В том случае, когда демпфер не имеет уплотнительного кольца 4 (см.
рис. 293, в), следует учитывать перетекание (расход) жидкости через радиальный аазор (щель) между поршнем и цилиндром демпфера. Расчет демпфера в этом случае рекомендуется проводить в следующем порядке. Сначала следует вычислить (по выражению (90) — для эксцентричной щели! расход жидкости()„, при заданном перепаде давления Лр череа радиальную щель.
Вычитая этот расход из объема () = пР, описываемого поршнем демпфера при заданной его скорости !см. выражение (461)], определяют объем, который должен быть вытеснен за то же время при заданном перепаде давления Лр через дроссельное отверстие: 01 = () — (3 = аР— 0.г При этом расходе площадь дроссельного отверстия для обеспечения требуемого перепада давления доля<на быть равна (см.
выражение (461)) 0 аР— 0 В том случае, когда расход н<идкости Ч„, через радиальную щель при заданном перепаде давления, вычисленный по выражению (90), будет больше значения Д = иР, т. е. когда демпфер не обеспечивает ааданного сопротивления даже без дополнительного дроссельного отверстия, необходимо уменьшить радиальные зазоры в поршневой паре демпфера или увеличить диаметр его поршня.
Поскольку расход демпфера (() = сР) изменяется прямо пропорционально квадрату диаметра поршня, в то время как периметр радиальной щели (длина средней окружности щели) увеличиваетсн пропорционально первой степени этого диаметра, а перепад давления при всех прочих равных условиях изменяется обратно пропорционально квадрату диаметра поршня, то иаменением величины последнего можно регулировать соотношение рабочих параметров демпфера.
С точки зрения надел~ности и стабильности демпфирования целесообразно максимально увеличивать площадь Р поршня с одновременным уменьшением сечения отверстия ) дросселя, минимальное значение диаметра которого, однако, должно быть ке меньше 0,3 — 0,5 мм. СТАБИЛИЗАНИЯ СИСТЕМЫ ВВЕДЕНИЕМ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ОБРАТНОЙ СВЯЗИ Стабилизация системы с помощью введения искусственной утечки жидкости связана с дополнительным ее расходом, а демпфирование ограничивает быстродействие системы. Поэтому часто применяют стабилиаацию путем введения в систему дополнительной обратнойсвязи.
Наиболее простой схемой подобной связи применительно к однокаскадиой системе является схема, в цепь управ- 3 ленин которой введен дополнительный элемент з виде подпружиненного поршня 1 (рис. 294, а). Этот поршень корректирует с помощью диф- 7 г ференциального рычага 8 пес плунжера 2 золотмерно пропорциого ускорению, в е открытие нлун- Рис. 294.
Схемм гидроусилителей с корректорами длл стабилизации скорости двиигеиил жера золотника 2 корректируется в зависимости от значения первой производной рассогласования по времени. На рнс. 294, б приведена схема двухкаскадного гидроусилителя, в которой пропорциональное управление по рассогласованию корректируется в целях повышения устойчивости управлением по первой его производной (по скорости изменения рассогласования). В атой схеме основной распределительный золотник 1, питающий силовой цилиндр 10 гидроусилителя, приводится в движение с помощью поршня вспомогательного силового цилиндра 3, ко- торый, в свою очередь, питается от вспомогательного золотника 6, связанного рычагом 6 с входом. Корректирование управления по производной осуществляется следующим образом.
Поршневой шток цилиндра 3, связанный с золотником 1, несет на себе поршень 8 цилиндра 9 демпфера, который связан, в свою очередь, с рычагом 6 обратной связи, но имеет возможность осуществлять осевое перемещение, от которого он удерживается пружиной 4. Перемещение входа (вспомогательного золотника 6) вызывает перемещение поршня У цилиндра 8, а вместе с ним и поршня 8 цилиндра 9 демпфера.
Однако для перемещения поршня 8 необходимо вытеснить из цилиндра демпфера через дроссель 8 м<идкость из соответствующей его полости. В реаультате при резком перемещении поршня 8, к примеру вправо, цилиндр 9 в первое мгновение будет перемещаться вместе с этим поршнем, сжимая пружину 4 и тем самым изменяя с помощью рычага 6 открытие окон золотника 6, благодаря чему происходит корректирование положения распределительного золотника 1 в соответствии с входным сигналом. После того как изменение рассогласования прекратится, пружина 4, вытеснив жидкость нз правой полости цилиндра 9, возвратит его по прекращении изменения рассогласования в исходное положение.
В результате вспомогательный золотник 6, а следовательно, и основной распределительный золотник 1 займут заданные положения. При правильном подборе характеристик пружины и демнфера последний при нарушении синхронности движений входа н выхода будет соответствующим образом воздействовать на вспомогательныи золотник 6, способствуя стабилизации системы. На рнс. 294, в приведена схема двухкаскадного усилителя с аолотником и сопло-заслонкой.
Данная схема отличается от рассмотренной лишь тем, что первый каскад усиления выполнен в ней в виде сопло-заслонки а. СТРУЙНЫЕ УСИЛИТЕЛИ В современной технике, и в частности в автоматике и в системах гидравлического управления (см. стр. 505), а также в испытательных установках нашли применение струйные усилители (устройства), в которых используется аффект взаимодействия потоков жидкости. Эти устройства обладают рядом качеств, позволяющих применение их в тяжелых условиях работы. Благодаря отсутствию в струйных устройствах подвижных частей представляется возможным изготовлять нх из материалов, обеспечивающих работу в таких специфических условиях, как очень высокие (1 000') и низкие ( — 190' С) температуры, ядерные излучения, агрессивные среды, вибрации н перегрузки.
Рабочнмн веществами могут быть как жидкости, так и газы любой агрессивности, причем устройства, спроектированные для работы на гагах, могут использоваться также для работы на жидкостях. По быстродействию струйные устройства превосходят все существующие механические устройства подобного типа. Частота импульсов при выполнении операций ! се струйными системами изменяется от нескольких сот до 1000 — 2 000 гц; максимальная скорость переключения гаэовых струйных усилительных элементов лежит обычно в оба ласти нескольких кгц. При работе 1 а', на жидкостях (воде) быстродействие О струйных элементов примерно на Ь, Ьг порядок ниже, чем при работе на воздухе, однако находится на уровне, удовлетворяющем требованиям практики. Самые ниэкочастотные промышленные пневматические генераторы обеспечивают частоты 2 10 т гц и высокочастотные — 1 ° 10ь гц.
Жида) костные генераторы работают в диа- пазоне частот от 1,5 10' до Выхаднае дабление Преимуществом струйных уст- ройств является простота изготов0аааий Легай ления, низкая стоимость, долговечность и способность работать в раанообрааных условиях внешней среды. Срок' службы этих усилителей ирако + тичес и неограничен.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
