Никитин О.Ф. Гидравлика и гидропневмопривод DJVU (948287), страница 35
Текст из файла (страница 35)
Номинальным рабочим объемом называют расчетное значение рабочего объема гидромотора, вычисленное без учета допусков, погрешностей формы поверхности, деформации и округленное до ближайшего значения из установленного ряда согласно ГОСТ 13824 — 80. Рабочий объем — основной параметр объемного гидромотора, определяющий габариты и эксплуатационные показатели (подачу, мощность и др.). Расход жидкости Д,„, подводимой к гндромотору, обеспечивает вращение вала с частотой л, =Д„„/$'с„.Для регулируемого и реверсивного гидромоторов частота вращения вала й 0 гм 10гм ~ОгмиаахГ' где ~'и „„— максимальный рабочий объем; 1 > У > О.
Для изменения направления вращения вала гидромотора используя>т реверсивные механизмы, с помощью которых изменяют направление потока подводимой рабочей жидкости. Теоретически реверс вала гидромотора посредством прохождения органа регулирования через «нуль» параметра регулирования возможен, но не допустим. Для преодоления момента нагрузки со стороны гидравлического потока на валу гидромотора создается момент Огма гмЧгиамехгм гг л гм 2я где Лр„ = рих — р, „ — перепад давления во входной н выходной полостях гидромотора.
В птдромоторе направление вращающего момента, создаваемого перепадом давления жидкости, совпадает с направлением вращения его вала и является моментом, совершающим полезную работу. 199 Ч. П. Гидролггевиолривод Гидрозвеханический КПД т) „,„позволяет определить, какую долю теоретического момента составляют гидромеханические потери в гидромоторе. Гидромеханический КПД находят по результатам испытаний, используя следуюптую формулу: 2кМг„ т)гидмвхгм = л ггргм гегм Полезная номинальная мощность )т'„„= 2кМ л /60. Полный КПД т)г гидромотора — отношение полезной мощности на валу к подводимой — при испытаниях рассчитывают по формуле 2яМ„„лгм т) гм варги ( 0ввгв + 0уг гм ) Для гидромоторов определяют функциональные зависимости л =~Я); М = Г (л„„); т) = Д~л,„)(рис.
6.15). Зависимость час- Мгм О,. О н, О и „ а б в Рис. 6.15. Рабочие характеристики гидромотора: а-Ню=У02гм); б- тГГгм=у'(Пт'); В- Чг =У1Н ) готы вращения выходного вала гидромотора от расхода Дгм (см. рис. 6.15, а) строят при постоянных значениях перепада давления Лр„„(скоростная характеристика); зависимости вращающего момента на валу гидромотора М (нирузочная характеристика) (см. рис. 6.15, б) и полного КПД т),„(см. рис.
6.15, в) от частоты вращения л, — при постоянных значениях перепада давления. По конструктивному исполнению гидромоторы очень разнообразны: аксиально- и радиально-поршневые, пластинчатые, шестеренные (некоторые конструкции). 200 Гл. б, Объемные гидроматины Гидроцилиндр: устройство, принцип действия, основные параметры и обозначения на схеме.
Гидроцилиндрам называют объемный гидравлический двигатель с ограниченным возвратно- поступательным движением выходного звена. В зависимости от конструкции рабочей камеры гидроцилиндры подразделяют на поршневые, плунжерные, телескопические, мембранные и сильфонные. Наиболыпее применение, благодаря простой конструкции и высокой надежности, получили поршневые гидроцилиндры. Поршневым называют гидроцилиндр, в котором рабочие камеры образованы рабочими (цилиндрическими) поверхностями корпуса и поршня со штоком.
Поршневые гидроцилиндры подразделял!т по следующим признакам: направление действия рабочей жидкости — одностороннего и двухстороннего действия; число штоков — с односторонним и двухсторонним штоком; внд выходного звена — с подвижным штоком н подвижным корпусом; обычно выходным звеном гндроцилиндра является шток, реже — цилиндр (корпус); число ступеней — одноступенчатые и многоступенчатые; наличие торможения в конце хода выходного звена — с торможением и без торможения.
Для гидроцилиндров установлены следующие основные параметры и размеры: номинальное давление р„,„, МПа; диаметр поршня 1!„, мм, — главный параметр, по которому создаются типоразмеры цилиндров; диаметр штока г1,„„мм; ход поршня 1.„, мм; масса ино кг. Ряды нормальных диаметров поршней и штоков гидроцилиндров устанавливает ГОСТ 6540 — 68. Некоторые виды поршневых гидроцилиндров, рабочие камеры которых образованы рабочими поверхностями корпуса и поршня со штоком, представлены на рис. 6.16: а — одноштоковый поршневой двухстороннего действия; б поршневой одностороннего действия с возвратом штока под действием пружины; в — двухстороннего действия с двухсторонним штоком; г — двухстороннего действия с подводом рабочей жидкости через шток с двухсторонним штоком. В цилиндрической расточке корпуса 1 (см. рис.
6.16, а) находится поршень 2, жестко соединенный со штоком 4. Цилиндр имеет две полости: поршневую А — часть рабочей камеры„ограниченную рабочими поверхностями корпуса и поршня, и штоковую Б — часть рабочей камеры, ограниченную рабочими поверхностями корпуса, 201 Ч.П. Гидроппеемоприеод 1 2 3 4 5 1234 б А Б Рй- 4 1 2 3 4 5 4 1 2 3 4 5 А Б Рис. 6.16. Конструктивные схемы и условные графические обозначения поршневых гидроцилиндров поршня и штока. Для герметизации подвижных соединений в цилиндре установлены уплотнитсльные кольца 3 и 5, Движение штока под действием давления рабочей жидкости возможно в двух направлениях. Принцип работы поршневого гидроцилиндра заключается в следующем.
При соединении поршневой полости А с напорной линией поршень 2 со штоком 4 под действием силы давления рабочей жидкости перемещается вправо (прямой ход). При этом одновременно происходит вытеснение рабочей жидкости из штоковой полости Б. При подводе рабочей жидкости под давлением в полость Б поршень со штоком под действием силы давления перемещается в противоположном направлении 1обратный ход). Чтобы исключить удары поршня о крышки, ход гидроцилиндра должен немного превышать ход исполнительного механизма. 202 Гл, б, Обьелгггые гидргниагиины Рассмогрим порядок определения основных парамшров гидро- цилиндра поршневого двухстороннего действия с односторонним штоком.
Рабочие площади поршней со стороны поршневой полости Я, = 5~ = к0цз/4, штоковой полости 5 = 5г = к(12цз — г1цз )/4. Расчетная скорость движения штока (поршня) где Я вЂ” расход рабочей жидкости, поступающей в рабочую полость гидроцилиндра; Д „,„- утечки рабочей жидкости в гидро- цилиндре, напрактике Д,,ц = О. Скорость движения штока при прямом ходе (индекс 1, подача жидкости в поршневую полость) н обратном ходе (индекс 2, подача жидкости в штоковую полость) прн постоянстве (равенстве) расходов в каждую полость: 0гц 4Дгц Дгц 4Д,ц 1с0й ~з я(г й ггяг ) Очевидно, что скорости различны и при этом Рз > )'ь Коэффициент увеличения скорости при обратном ходе с=)гз/К~ —— = 11йфэй афпг ).
При работе цилиндра на поршне развивается фактическая сила гф, которая преодолевает статическую нагрузку Р,„ от системы внешних сил, силу трения в конструктивных элементах Р' и силу инерции 1г„ц. Условие равновесия штока имеет вид где г,„— статическая внешняя нагрузка; Р;„= 1~Ы„Ьст„з. „— сила трения в уплотнениях;1'= 0,1...0,2 — коэффициент трения скольжения; Ь вЂ” ширина контактного пояска уплотнения;и„= р„— кон- тактное напряжение в месте контакта уплотнения с металлом; я„„— число уплотнительных колец; Р'„е= гл, а — сила инерции движущихся частей, возникающая при ускорении н замедлении движения штока (т,р — масса движущихся частей, приведенная к штоку, 203 Ч. П.
Гидропневмонринод включая массу рабочей жидкости); а — ускорение. При равномерном движении Рнн = О. Развиваемую фактическую силу на штоке, равную суммарной силе давления рабочей жидкости на поршень„часто называют теоретической, т. е. Рф =от =Рнг5нг Рсл5слг где Рнг — давление, рабочей жидкости, нагнетаемой в поршневую А или штоковую Б полость; 5н„= 5! или 52 — площадь поршня соответственно со стороны полости А или полости Б, в которую нагнетается рабочая жидкость; Рсп — давление сливаемой (вытесняемой) жидкости; 5 = 52 или 5! — площадь поршня соответственно со стороны полости Б или полости А, из которой сливается рабочая жидкость. В случае Р,р = 0 и Рн, — — 0 фактическая сила на штоке цилиндра Рф= Р, = Р,„. Если принять, что Рнн = О, то можно считать, что преодолеваемая внешняя нагрузка Р,„=- Р,2), где Р, — теоретическая сила, действующая на поршень со стороны жидкости. При выдвижении штока (прямой ход) уравнения равновесия сил на штоке имеют вид Рнг5п =Рсл5шт г Гвн ! гтрг Гвн= (Рнг5п Рсл5шт) гтр= (Рнг5п Рсл5шг)2)мсхгпг где 2)„„, = (Рт — Рр)/Р, = 0,99...0,95 — механический КПД гидро- цилиндра, в большинстве случаев принимают 2),ш гн = 1; Д„„= 5! 12!; Д2 ' г г52 Дсл/Я~! ~1 ° При втягивании штока 1обратный ход) уравнение равновесия сил на штоке при Гш, = 0 имеет вид Рнг52 Рсн5! ! т'вн т'тр а уравнение расходов рабочей жидкости из полостей и скоростей движения штока 0нг 52г 2г О!сл 5! т2т ) 1.
Ясл нг Мсханичсекнн КПД 2)мсх =(Рт Ртр)/Рт, пРактически 2) х гн = = 0,99...0,95. 204 Гл. б. Обьемные гидрамаитины Теоретическая мощность на выходном звене гидроцилиндра '~тт т т1' вых. тв. Мощность гидроцилиндра 'ттв ~т "''тепв где Мч„„= Е Г,„„„— потери мощности на преодоление сил трения в уплотнительных узлах поршня и штока; Р,„„„— скорость движения выходного звена. Полный КПД т) = Ф,а/р„„Д„, =(г, — Еч,)/г,.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
