Гидропривод и гидропневмоавтоматика - Башта Т.М

Автор: Башта Т.М
Теги: общее машиностроение технология машиностроения машиностроение гидропривод гидравлика пневмопривод издательство машиностроение
Год: 1972
Похожие
Машиностроительный гидропривод
Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод
Справочник по гидроприводам металлорежущих станков
Элементы гидропривода
Текст
                    Т. М. БАШ ТА
ГИДРОПРИВОД
и

ГИДРОПНЕВМОАВТОМАТИКА
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования СССР
в качестве учебника для студентов специальности
«Гидропневмоавтоматика и гидропривод»
высших учебных заведений
Москв а
АШИНОСТРОЕНИЕ»
19 7 2

Б 33
УДК 621—82-522
Б а ш т а Т. М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. М.,
«Машиностроение», 1972, 320 с.
В учебнике изложен широкий комплекс вопросов по
устройству, расчету, конструированию и изготовлению объемных
гидропневмоприводов и гидропневматических систем, а также
по применению этих устройств для механизации и
автоматизации производственных процессов.
В разделах, посвященных элементам гидросистем,
подробно рассмотрены устройство и расчет исполнительных
механизмов, а также многообразной распределительной, регулирующей,
предохранительной и прочей гидро- и пневмоаппаратуры, с
помощью которой обеспечиваются автоматическое управление
этими исполнительными механизмами и заданный закон их
движения. Подробно рассмотрено дроссельное и объемное
автоматическое регулирование скорости этих механизмов и
обеспечение заданного их взаимодействия. Рассмотрены устройства
для очистки жидкости и герметизации соединений.
Свойства рабочей жидкости и газов, законы прикладной
гидравлики и газогидродинамики изложены с учетом специфики
гидравлических и пневматических устройств.
Из элементов автоматического и полуавтоматического
регулирования (управления) составлены типовые комплексные
гидропневмосистемы, даны основы расчета этих систем.
Описано устройство пневмоприводов, а также гидро- и пне-
вмоусилителей следящего типа, широко используемых в
системах путевого управления транспортными машинами, в
копировальных металлорежущих станках и прочих машинах,
требующих обеспечения заданного закона движения выходного
(исполнительного) звена. Табл. 2, ил. 260, список лит. 24 назв.
Рецензенты: кафедра «Гидравлика и гидроавтоматика» МВТУ
им. Н. Э. Баумана;
д-р техн. наук проф, И. Ф. Семичастнов
3—3—6
299—72

ВВЕДЕНИЕ
Настоящему курсу предшествуют курсы «Гидравлика»,
«Гидрогазодинамика» и «Объемные насосы и гидравлические двигатели». После него
следуют курсы «Теория автоматического регулирования и динамика гидро-
пневмосистем», а также «Технология производства гидроприводов». С
учетом такой последовательности изучения перечисленных дисциплин построен
излагаемый в настоящем учебнике материал курса. В соответствии с этим
все вопросы, относящиеся к тематике названных курсов (общие вопросы
гидро- и газодинамики, динамики гидроагрегатов и гидросистем,
конструкций насосов и гидродвигателей, производства гидроагрегатов и пр.),
рассмотрены в настоящем курсе лишь в том объеме, в каком это необходимо
для понимания излагаемого материала курса.
Термины и общие определения. Под объемным гидропневмоприводом
понимается в общем случае гидропневмосистема, предназначенная для
приведения в движение механизмов и машин, в состав которбй входит
объемный гидропневмодвигатель.
Распространено также определение, согласно которому под объемным
гидроприводом понимается гидросистема (система гидромашин и
гидроагрегатов), служащая для передачи посредством жидкости энергии на
расстояние и преобразования ее в механическую энергию на выходе системы (в
энергию движения гидродвигателя) и одновременно выполняющая функции
регулирования и реверсирования скорости выходного звена.
Объемный гидропривод, состоящий из устройств, конструктивно
оформленных в одном общем блоке, называется объемной гидропередачей
(гидротрансмиссией). Понятие «гидропривод» обычно отождествляется с понятием
«гидросистема», под которым понимается совокупность устройств,
передающих энергию путем использования жидкости под давлением.
Гидросистема может иметь как один, так и несколько гидродвигателей
и насосов.
Всякий гидропривод состоит из источника расхода жидкости, которым
в большинстве случаев служит насос, гидродвигателя
возвратно-поступательного или вращательного движения, агрегатов управления, жидкостных
магистралей (гидролиний или гидросетей) и прочих гидроаппаратов.
Под гидроцепью понимается совокупность соединенных друг с другом
устройств, имеющих непосредственный контакт с рабочей жидкостью и
предназначенных для выполнения определенной функции в объемном
гидроприводе.
Гидроаппаратурой называют устройства, предназначенные для
изменения параметров потока рабочей жидкости или для поддержания их
на определенном постоянном уровне. Под параметрами потока в данном
случае понимают давление, расход и направление движения.

Под гидролинией или гидросетью подразумевают устройство^
предназначенное для прохождения рабочей жидкости в процессе работы ббъемного
гидропривода.
Различают:
напорную гидролинию — часть основной гидролинии (гидросети), по
которой рабочая среда движется от насоса к распределителю или
непосредственно к гидродвигателю;
исполнительную гидролинию — часть основной гидролинии, по которой
рабочая жидкость движется от распределителя к гидродвигателю и обратно;
сливную гидролинию — часть основной гидролинии, по которой рабочая
жидкость движется в бак от распределителя или непосредственно от
гидродвигателя.
Насосом называется машина, преобразующая механическую энергию,
приложенную к его валу* в энергию жидкости, и гидродвигателем —
машина, преобразующая энергию жидкости в механическую "энергию на его
валу.
, Объемный гидродвигатель с поворотным движением ведомого звена
на угол <360° называют гидроповоротником, или моментным
гидроцилиндром, или гидроквадрантом. Объемный гидропривод с гидроповоротником
называется гидроприводом поворотного движения.-
Применяется также собирательный термин объемная гидромашина, под
которым понимается совокупность насоса и гидродвигателя. Объемная
гидромашина — это устройство, предназначенное для преобразования
механической энергии входа в энергию выхода в процессе заполнения рабочих
камер рабочей жидкостью и вытеснения.ее из этих камер, причем под
рабочей камерой понимается ограниченное пространство объемной
гидромашины, периодически изменяющее свой объем и попеременно сообщающееся
с приемной или отдающей полостью гидромашины.
Объемный гидродвигатель с вращательным движением ведомого
(выходного) звена называется гидромотором, а гидродвигатель с прямолинейным
возвратно-поступательным движением — гидроцилиндром.
В соответствии с этим объемный гидропривод, в котором ведомое звено
совершает вращательное движение, называется гидроприводом
вращательного движения, а гидропривод, в котором выходное звено совершает
прямолинейное движение, — гидроприводом прямолинейного движения.
В зависимости от того, поступает ли рабочая среда от объемного
гидродвигателя в бак или во всасывающую линию насоса, различают
гидроприводы с открытой циркуляцией (рабочая среда поступает в бак) и
закрытой циркуляцией (рабочая среда поступает во всасывающую линию
насоса).
Преимущества и области применения гидроприводов. Практика
применения гидроприводов в промышленности, и в частности в машиностроении,
доказала прогрессивную их роль в развитии техники. Благодаря таким
важным для большинства случаев применения преимуществам гидроприводов,
как малая масса и объем, приходящиеся на единицу передаваемой мощности,
высокий к. п. д., надежность действия, а также простота автоматизации
управления гидроприводы нашли широкое применение в самых различных
отраслях машиностроения.
Помимо указанных преимуществ гидродвигатели вращательного
действия (гидромоторы) отличаются большим отношением крутящего момента
на выходном валу к моменту инерции ротора, определяющим динамические
свойства двигателя.
Благодаря указанному благоприятному отношению вращающего
момента гидромотора к моменту инерции его подвижных частей может быть
получено ничтожно малое время: его реверса (0,03—0,05 сек), достижения
максимальных частот вращения (высокое быстродействие привода) и
запаздывания при отработке гидромотором командных сигналов.
4

Ввиду этого гидропривод обеспечивает высокую частоту реверсирований
(для гидромотора вращательного типа она может быть доведена до 500 и
более реверсирований в минуту). Число же реверсирований гидроприводов
прямолинейного движения с относительно небольшими массой и ходом
достигает 1000 в минуту.
Высоким быстродействием отличаются также и насосы. Так, например,
время, в течение которого подача некоторых насосов, в частности
авиационных, может быть изменена от нулевого до максимального значений, не
превышает 0,04 сек, а время снижения подачи от максимального значения до
нулевого — 0,02 сек.
Преимуществом гидросистем является также возможность
бесступенчатого регулирования выходной скорости в широком диапазоне.
Передаточное число гидропривода вращательного действия, под которым понимается
отношение минимальной частоты вращения вала гидромотора к
максимальной, составляет во многих случаях 1000. Нижний предел частоты
вращения большинства существующих гидромоторов доведен до 5—10 об/мин.
Вместе с тем гидроприводы просты в изготовлении, эксплуатации и
отличаются надежностью — срок службы многих типов насосов и гидромоторов
доведен до 20 000 ч и выше.
Принцип действия объемных гидроприводов. Удельная энергия идеальной
жидкости определяется уравнением
Е , р . и*
где Е — полная энергия жидкости плотностью р;
т — масса жидкости, текущей со скоростью и\
zg — удельная энергия положения;
g— ускорение свободного падения;
р/р — удельная энергия давления;
и2/2 — удельная кинетическая энергия жидкости.
Передачу энергии жидкостью можно осуществлять, изменяя любой из
членов написанного выше уравнения. Применительно к рассматриваемым
объемным гидроприводам из указанных трех видов механической энергии
жидкости основным видом является энергия давления, которая легко
может быть преобразована в механическую работу с помощью
гидродвигателей.
Для вспомогательных, главным образом командных, цепей используется
также кинетическая энергия.
Кинетическая энергия жидкости используется в гидродинамических
передачах, которые рассматриваются в одноименном учебном курсе.
Энергией положения в объемных гидроприводах обычно пренебрегают, поскольку
разности высот г между отдельными элементами гидросистемы малы и
энергия положения несоизмеримо мала в сравнении с действующей в ней
энергией давления жидкости. Эта энергия положения учитывается лишь при
расчетах и исследованиях всасывающих характеристик насосов.
Принцип действия объемных гидроприводов основан на высоком
объемном модуле упругости (ничтожной сжимаемости) жидкости и на законе
известного французского ученого Б. Паскаля, гласящем, что всякое изменение
давления в какой-либо точке покоящейся капельной жидкости, не
нарушающее ее равновесия, передается в другие точки без изменения.
Из приведенной на рис. 1, а схемы, иллюстрирующей этот закон, следует,
что если к герметизирующему заполненный жидкостью закрытый
цилиндрический сосуд поршню площадью / приложим силу Р, то эта сила
уравновесится (трением поршня пренебрегаем) силой давления жидкости р на этот
поршень, которое будет действовать в любой точке жидкости, включая и
поверхность сосуда (гидростатическим давлением, обусловленным силой
тяжести жидкости, пренебрегаем).

Положение сохранится, если в качестве сосуда возьмем два соединенных
трубопроводами герметически закрытых поршнями ах и а2 (рис. 1, б)
цилиндра./ и 2, первый из которых является ведущим (насосом) и второй —
ведомым (гидродвигателем) звеном. При перемещении с помощью рукоятки 3
поршня аг цилиндра 1 в правую сторону жидкость вытесняется в цилиндр 2,
перемещая его поршень а2 вверх, причем давление
развиваемое в цилиндре / силой Ри приложенной к поршню а19 действует
также и на поршень а2 цилиндра 2 (потерями давления в трубопроводе
пренебрегаем, т. е. считаем, что р2 = р±).
"0^к I
Рис. 1. Схемы, иллюстрирующие принцип действия объемного гидропривода
Допуская, что цилиндры 1 и 2 герметичны, а жидкость несжимаема,
перемещения поршней ах и а2 опишем уравнением равенства вытесняемых
ими объемов (уравнением неразрывности потока)
где /iXj h2, /i и /2 — соответственно перемещения и площади поршней аг и а2.
На основании последнего равенства
^
где dx vi d2 — диаметры поршней аг и а2.
Пренебрегая гидравлическим сопротивлением (допуская, что давление
Pi = Р2 = Р) и трением поршней аг и а2 при их движении, можно написать
выражения для сил Рг и Р2, действующих на поршнях аг и а2:
= pfx и Р2 =
В соответствии с этим
Pi
P/l
П /2
^1-
где р — давление жидкости в цилиндрах;
Рх и Р2 — силы давления жидкости-соответственно на поршнях аг и а2,
Из этого равенства следует, что сила Р2 больше силы Рг в /2//х раз.

Равновесие сил, действующих в рассмотренной схеме, можно сравнить
с равновесием коромысла, нагруженного грузами весом Gx и G2,
приложенными по его концам (рис. 2, а).
Нетрудно видеть, что длины плеч Lx и L2 коромысла и величины
грузов весом Gjl и G2 связаны соотношением
Соответственно для сравниваемой гидросхемы (рис. 2, б), состоящей из
связанных трубопроводами двух цилиндров площадью F± и F2, поршни
которых нагружены грузами весом Gx и G2,
Рис. 2. Схемы,
иллюстрирующие аналогию между
механической и гидравлической
передачами
<-2 _
{
I
а)
— — — — —
— —
Произведение силы Ри действующей на поршень аг (см. рис. 1,6), на
скорость его движения
где t — время перемещения поршня на расстояние hx, даст выражение
мощности
N = PlVl.
Подставив в предыдущее выражение Рг = fxpy получим
Учитывая, что произведение fx vx выражает объем, описываемый поршнем
в единицу времени, или расчетную подачу Q жидкости поршнем, получим
N = pQ. (1)
В том случае, если давление выражено в кГ/см2 и подача в см3/сек,
мощность будет выражена в кГ см/сек.
Для получения мощности в л. с. пользуются выражением
где Q — расход жидкости в смЧсек;
р — давление жидкости в кПсм2^
Конструктивная схема отличается от рассмотренной выше упрощенной
принципиальной схемы (см. рис. 1, б) тем, что включает насос непрерывного
действия, а также ряд дополнительных аппаратов, которые позволяют упра-

влять потоком жидкости, поступающей от насоса к гидродвигателю, и
предохранять систему от перегрузок.
В соответствии с этим различают во всяком гидроприводе три группы
элементов: насосы (источники гидравлической энергии), гидродвигатели
(приемники гидравлической энергии или исполнительные механизмы),
распределительную и регулирующую гидроаппаратуру.
На рис. 3, а представлена схема простейшего объемного гидропривода
для прямолинейного возвратно-поступательного движения. Привод
состоит из соединенных трубопроводами насоса / с резервуаром (баком) 5
и гидродвигателя (силового цилиндра) 2, предохранительного клапана 4,
2
а)
Рис. 3. Принципиальные схемы гидроприводов прямолинейного (а) и вращательного
(б и в) движений
ограничивающего повышение давления жидкости выше установленного
значения, и распределительного устройства (крана) 5, с помощью которого из-
' меняется направление потока жидкости от насоса! к рабочим полостям
гидродвигателя, т. е. осуществляется изменение направления его движения.
В положении распределителя (крана) 3, представленного на рис. 3, а,
жидкость от насоса / поступает в левую полость цилиндра 2, перемещая его
поршень в правую сторону.
Жидкость же, вытесняемая при этом поршнем из правой (нерабочей)
полости цилиндра 2, удаляется по сливным трубопроводам и каналам
распределителя 3 в резервуар 5. При повороте распределителя 3 на угол 90°
жидкость от насоса / поступает в правую полость цилиндра 2 и отводится в бак 5
из левой егополости; поршень в этом случае перемещается в левую сторону.
При повышении давления жидкости сверх установленного значения
откроется предохранительный клапан 4 и жидкость под давлением будет
переливаться через него в бак. На рис. 3, б и б представлены принципиальные
схемы гидропередачи с гидродвигателем (гидромотором) 2 вращательного
движения.
Реверс гидродвигателя в схеме на рис. 3, б осуществляется с помощью
распределителя 3, а в схеме на рис. 3, в — путем изменения насосом /
направления потока жидкости. Система в последнем случае должна быть
снабжена обратными (запорными) клапанами 7, которые отсоединяют при
изменениях направления потока жидкости нагнетательную магистраль от бака 5
и-одновременно обеспечивают подпитку всасывающей полости насоса в случае,
8

если в последней образуется в результате утечек жидкости или иных
причин вакуум. Схема также снабжена предохранительным клапаном 4 и
баком 5 запаса рабочей жидкости.
Очевидно, что при принятом выше условии полной герметичности
гидроагрегатов и практической несжимаемости жидкости выходное звено
двигателя перемещается (или вращается) с определенной скоростью,
обеспечивающей проход через его рабочие камеры жидкости, подаваемой насосом, т. е.
должно быть соблюдено условие QH = Qd, где QH и Qd — теоретические
подачи (объемы, описываемые рабочими элементами в единицу времени)
насоса и двигателя. В результате при принятом выше условии получим
жесткую кинематическую связь между насосом и гидродвигателем.
Регулирование скорости гидродвигателя (движения поршня силового
цилиндра или вала гидромотора) в передачах мощностью более 5—10 л. с.
обычно осуществляется регулированием подачи насоса / путем изменения
рабочего его объема и в передачах меньших мощностей — посредством
дросселя 6, с помощью которого создается сопротивление на входе жидкости в
гидродвигатель, в результате которого часть жидкости переливается через
предохранительный клапан 4 в бак 5. При полном перекрытии трубопровода
дросселем 6 вся жидкость переливается через клапан 4 в бак, в результате
скорость гидродвигателя 2 будет равна нулю.
Из приведенного следует, что дроссельное регулирование связано с
потерей мощности и нагревом жидкости, поскольку энергия объема жидкости QKlt
сбрасываемой в единицу времени через клапан 4 в бак под давлением
превращается в теплоту.
Теряемая при этом мощность
™пот Ркл*хкл1
где ркл — давление, на которое отрегулирован предохранительный
клапан 4.
Рассмотренные на рис. 3 схемы относятся к числу простейших, в
которых управление потоком жидкости сводится лишь к изменению ее
направления течения без какого-либо воздействия на закон движения поршня
гидродвигателя. В случае, когда это воздействие связывается с циклом
работы машины или с управлением по программе, гидропривод становится
частью системы автоматического или полуавтоматического регулирования,
элементы гидропривода называются элементами гидроавтоматики, а
гидросистема — автоматической или полуавтоматической.
Давление жидкости в гидросистемах. Из выражения (1) следует, что
при повышении давления жидкости мощность гидропривода при всех
прочих равных условиях пропорционально повышается, а следовательно,
снижаются его удельная масса и габаритные размеры. Ввиду этого в
практике происходит непрерывное повышение давлений. В настоящее время
в гидросистемах, как правило, давления равны 200—250 и реже 350—
700 кГ/см2.
Объемный насос может развить любые давления, при которых рабочие
жидкости еще сохраняют свои свойства. Потеря этих свойств,
ограничивающая давление, обусловлена тем, что практически большинство жидкостей,
в том числе и жидкости нефтяного происхождения, при давлениях 20 000—
30 000 кГ/см2 затвердевают.
Вода при 20° С превращается в твердое тело при давлении 8400 кГ/см2.
В гидросистемах машин распространены насосы мощностью до 75 кет
(100 л. с), однако в некоторых случаях, и в частности в тяжелом
машиностроении, применяются насосы с приводной мощностью выше 3000 кет
(при давлениях 220 кГ/см2).
Единицы физических величин. Расчетные формулы в учебнике, как
правило, приведены в такой форме, что их можно использовать в условиях
применения конкретных единиц международной системы (СИ) и системы

МКС, систем МКГСС и СГС, в связи с чем в расшифровке обозначений
величин не приводятся единицы физических величин.
В тех отдельных случаях, когда в формулах применяются внесистемные
единицы, как лошадиная сила, калория и др., или единицы из различных
систем, в расшифровке обозначений величин приводятся единицы,
применяемые в этих расчетных формулах.
В приложении приведены значения единиц, отличных от единиц СИ
и применяемых в учебнике, в единицах СИ, кратных и дольных от них.
В соответствии с тем, в каких единицах будут рассматриваться
читателем физические величины (СИ, МКС, МКГСС или СГС) при анализе
формул или решении задач, приведенных в учебнике, следует применять
размерности, наименования и обозначения, предусмотренные тем или
иным ГОСТом, а именно: Проектом ГОСТ на СИ изд. 1970 г., ГОСТ
9867—61 или ГОСТ 7664—61

ГЛАВА I
ОСНОВЫ
ПРИКЛАДНОЙ
ГИДРАВЛИКИ
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ И ИХ СВОЙСТВА
Рабочим телом (средой) в гидросистемах являются в основном различные
сорта минеральных жидкостей, представляющих собой дистиллятные масла,
загущенные твердыми углеводородами (парафином, церезином и пр.), и реже—
жидкости на основе органических и кремнийорганических соединений.
Особенно широко применяются смеси минеральных масел, состоящие из
маловязких нефтепродуктов с высоковязкими компонентами (загустителями).
Рабочая жидкость является элементом гидромеханизма и одновременно
смазывающей и антикоррозионной средой, поэтому при выборе рабочей
жидкости для гидросистем следует учитывать ее физические и химические
свойства. Основными критериями оценки качества рабочей жидкости являются
плотность, вязкостно-температурные свойства, химическая и физическая
стабильность, агрессивность по отношению к резиновым уплотнительным
деталям и смазочная способность. В отдельных случаях предъявляются
требования огнестойкости и пригодности работы в широком температурном
диапазоне.
Плотность жидкостей
Плотность жидкости — физическая величина, представляющая
отношение массы жидкости к ее объему.
При равномерном распределении массы плотность
W у 9
где т — масса рассматриваемого объема V жидкости.
Различают также удельный объем (объем, занимаемый единицей массы) у,
представляющий собой величину, обратную плотности р
0 = 1.
Удельный вес можно выразить через плотность и ускорение свободного
падения g:
У = Pg.
Плотность минеральных масел колеблется для различных их марок в
пределах
р = 830-г-940 кг/м3.
Для практических расчетов можно принять р = 900 кг/м3.
11

Плотность имеет большое значение при расчетах режимов течения
жидкости через местные сопротивления, потеря давления в которых обусловлена
в основном ускорением жидкости, а следовательно, перепад давления Ар,
как это следует из известного соотношения
Р '
зависит от плотности жидкости
От плотности жидкости зависят ударное давление при гидравлическом
ударе, а также сопротивление трубопроводов в переходных процессах.
■ К примеру, для создания в трубопроводе некоторого практически
реального ускорения жидкости с р = 13 600 кг/м3 потребное давление может
превышать в 17 раз давление, необходимое в случае применения
минерального масла с р = 800 кг/м3. При применении жидкости ср= 13 600 кг/м3
сила инерции при движений ее в трубопроводах будет настолько большой,
что на создание требуемого ускорения будет расходоваться значительная
часть давления; соответственно будут замедляться быстродействие системы
и реакция последней на командные сигналы.
Плотность жидкости зависит от температуры, ввиду чего с изменением
последней изменяется также и удельный объем жидкости. Указанная
зависимость характеризуется температурным коэффициентом а (в 1 /град)
объемного расширения жидкости, представляющим собой физическую величину,
выражающую относительное изменение объема жидкости при изменении
температуры на' 1° С:
а =
АУ
где -г-, относительное изменение рассматриваемого начального
"о
объема У о жидкости;
д^ = t — t0 — изменение температуры; здесь
t0 и t — начальная и конечная температуры жидкости;
ду = у — у0 — изменение объема при повышении температуры с t0
до t; здесь
Vo и V — объем жидкости соответственно при температурах t0
и t.
В соответствии с этим изменение AV объема и новый объем V при
температуре t
AV = аШ0\ (2)
V = Vo + &V = Vo (1 + «ДО. (3)
Плотность жидкости при заданной температуре t = t'o + tat
Р —1+аД/'1
где р — плотность жидкости при температуре t.
Среднее значение температурного коэффициента объемного расширения
для распространенного в гидросистемах масла АМГ-10 можно принять
в диапазоне давлений 0—200 кГ/см2 равным 8«10~4 l/град, или, иначе,
температурное расширение этого масла составляет приблизительно 0,08%
при нагревании на Г С. Для минеральных масел более высоких вязкостей,
распространенных в гидросистемах прочих машин, этот коэффициент равен
примерно 7-10'4 1/град.
12

Для этого случая выражения (2) и (3) примут вид
AV = 7-10-4ДЛ/0;
V = Vo(\ + 7.10
Максимальное значение температурного коэффициента объемного
расширения имеют синтетические жидкости. Так, например, средний
температурный коэффициент объемного расширения жидкости на основе алкило-
вых полисилоксатов при изменении температуры от 0 до 200° С равен
9,52-10"4 Мград.
Поскольку плотность капельных жидкостей изменяется с изменением
температуры в распространенном температурном диапазоне незначительно,
при гидравлических расчетах во многих случаях достаточно принимать
постоянные значения этих параметров. Однако возможны условия, в которых
такое допущение может привести в результате объемного расширения
жидкости при изменении ее температуры к серьезным нарушениям работы
гидросистемы. Последнее обусловлено тем, что в результате нагревания жидкости
может произойти переполнение ею резервуаров. В том же случае, когда
жидкость заключена в жесткой замкнутой емкости (резервуаре, силовом
цилиндре и пр.), вероятно разрушение последней. Возможность подобного
разрушения обусловлена разницей в значении температурного коэффициента
объемного расширения жидкости и металлов, вследствие чего в замкнутых
объемах жидкости при ее нагревании могут возникнуть недопустимо
высокие давления. Повышение давления Ар при нагревании силового цилиндра
(или иной емкости) с замкнутой в нем жидкостью при изменении температуры
от tx до t2 составит
где Е — объемный модуль упругости жидкости;
аж и ам — температурные коэффициенты объемного расширения жидкости
и металла, из которого изготовлен цилиндр.
Плотность жидкости зависит также вследствие ее сжимаемости от
величины давления.
Однако поскольку для распространенных рабочих жидкостей с
объемным модулем сжатия Е = 15 000-^-20 000 кГ/см2 плотность р при
давлениях порядка 200 кГ/см2 незначительно отличается от плотности р0 при
нулевом давлении (практически р = 1,01р0), при расчете гидросистем обычно
полагают, что плотность не зависит от давления.,
Вязкость жидкостей
Вязкость рабочей жидкости, под которой понимается свойство
сопротивляться деформации сдвига или скольжению ее слоев, является одним из
наиболее важных для расчета и проектирования объемного гидравлического
оборудования параметров жидкости.
Механизм возникновения вязкости обусловлен тем, что при течении
жидкости вдоль твердой стенки скорость ее слоев в результате торможения
потока различна, вследствие чего между слоями возникает сила трения.
Эта сила трения (касательное напряжение) определяется из уравнения,
выражающего закон жидкостного трения Ньютона [19]:
Т = uF— • а = - • 1
^ dy ' ^ F du/dy' . (4)
где \х — коэффициент пропорциональности (динамическая вязкость
жидкости);
F — площадь рассматриваемой поверхности жидкости или стенки,
соприкасающейся с жидкостью;
du/dy — градиент скорости;
13

здесь у — расстояние между слоями жидкости, измеренное
перпендикулярно направлению движения жидкости;
и — скорость движения жидкости.
Из формулы (4) следует, что динамическая вязкость численно равна силе
трения, развивающейся на единичной поверхности при градиенте скорости,
равном единице. Кроме того, из этой же формулы следует, что вязкость
(за исключением аномальных жидкостей, к которым относятся суспензии,
коллоиды и пр.) проявляется лишь при течении жидкости, тогда как в
покоящейся жидкости касательные напряжения равны нулю.
Единицы динамической вязкости в системе МКС и СИ — паскаль-се-
кунда (Па-сек); в системе МКГСС — килограмм-сила-секунда на
квадратный метр (кГ-сек/м2)\ в системе СГС — пуаз (пз), равный дине-секунде на
квадратный сантиметр (дин-сек!'см2). 1 кГ-сек/м2 = 98,0665 пз = 9,80 655
Па.сек, 1 пз = 0,1 Па-сек ^ 0,0102 кГ-сек/м2.
Динамическую вязкость для маловязких жидкостей обычно выражают
в сантипуазах (спз), причем 1 спз = 0,01 пз. Для наглядного сравнения можно
указать, что вязкость воды при 20° С равна примерно 1 спз.
Кинематическая вязкость. В гидравлических расчетах применяется
отношение динамической вязкости \i к плотности р жидкости, которое
называется кинематической вязкостью и обозначается v:
Единицы кинематической вязкости м2/сек в системах МКС, СИ и МКГСС,
см2/сек в системе СГС.
Вязкость, равная 1 см2/сек, называется стоксом (cm). В технике получили
распространение сантистоксы (ест), причем
1 ест = 0,01 cm = 1 мм2/сек = 10~в м2/сек,
1 мЧсек = 10 000 cm = 1 000 000 ест.
По стандарту СССР вязкость масла дается при температуре 50° С, в
соответствии с чем в технических характеристиках указывается (если
отсутствуют специальные оговорки) кинематическая вязкость, выраженная в сан-
тистоксах при температуре 50° С.
Условные единицы вязкости. В практике применяют также единицы
условной вязкости, измеряемой вискозиметром, работа которого основана на
истечении жидкости через калиброванное отверстие определенного диаметра.
В частности, в отечественной промышленности применяется вискозиметр
Энглера, с помощью которого определяется, время t истечения под
собственным весом 200 см3 испытываемой жидкости из цилиндрического сосуда через
заданное отверстие (диаметром 2,8 мм) при данной температуре. Время t
сравнивается с временем te истечения из того же сосуда 200 см3 воды при
температуре 20° С. В соответствии с этим вязкость жидкости в градусах
условной вязкости (°ВУ) выражается отношением
Условную вязкость часто выражают также с секундах Эйглера, которые
показывают время истечения определенного объема жидкости из
указанного вискозиметра в секундах.
Вискозиметр Энглера применим для жидкостей с вязкостью не меньше
1,1° ВУ.
Перевод единиц условной вязкости 1в единицы кинематической
производится для условной вязкости до 16° ВУ по* таблице, приведенной в ГОСТ
14

33—66, а условной вязкости больше 16° ВУ по формуле
V/ = 7,4.10-6ОВУ,
где v, — кинематическая вязкость в м2/сек при температуре t.
Для определения динамической вязкости по кинематической вязкости,
применяют формулу
\i = vp.
В практике для пересчета обычно
пользуются специальными номограммами
или таблицами. На рис. 4 приведен
график для пересчета динамической вязкости
в условную.
В США и Англии распространены
единицы условной вязкости — секунды
Сейболта. Перевод этих единице единицы,
принятые в отечественной
промышленности, производится по специальным
таблицам [7].
При смешивании нескольких
минеральных масел различных вязкостей
образуются однородные смеси, которым присущи
масел. Это свойство позволяет смешивать
0,9
0,5
0,1
/
/
/
/
6 8 10
Вязкость
12 14 °ВУ
Рис. 4. График для пересчета
динамической вязкости жидкости в условную
основные свойства исходных
в определенных количествах
несколько сортов масел для получения смеси, обладающей заранее заданным
доминирующим свойством, наиболее важным для данных целей.
ест
Ю00
800
600
500
400
300
%200
I
i
100
60
50
30
20
W
\
\
\
\
ч\
NN
\
ГМ-60
АМГЧО
\АУ
X
\
\
\
\
V
\
\
АГМ
\
\
\
ч
k \
>
\
у
\
ч
\
s
-W -20 О 20
Температура
60 80 °С
Рис. 5. Зависимость вязкости распространенных масел от
температуры
Вязкость такой смеси зависит от вязкости компонентов и содержания их
в смеси, однако она несколько ниже среднего значения вязкости компонен-
ТОЕ.
Зависимость вязкости от температуры и давления. С повышением
температуры вязкость капельных жидкостей и их смесей понижается. На рис. 5
приведены кривые зависимости вязкости применяемых в гидросистемах
15

минеральных масел от температуры. Очевидно, чем меньше изменяется
вязкость с изменением температуры, тем выше качество и лучше
эксплуатационные свойства рабочей жидкости. При применении жидкостей с высокой
зависимостью вязкости от температуры затрудняется работа гидросистемы в
зимних условиях эксплуатации. Последнее обусловлено в основном тем, что
при низких температурах повышается вязкость жидкости, что ухудшает
ее прокачиваемость в магистралях.
Вязкость жидкостей зависит также от давления, увеличиваясь с
повышением последнего, что существенно важно для гидросистем высоких
давлений. Изменение при этом вязкости может оказать значительное влияние
на характеристики гидросистемы, поскольку даже при относительно
небольших изменениях давления от 0 до
400 кГ/см2 вязкость многих масел при
нормальной температуре увеличивается
примерно в 3 раза.
ju спз
пооо
ест
120
% 80
1 40
О 100 200 300 кГ/смг
Давление
Рис. 6. Зависимость вязкости
минерального масла от давления:
кривая 1 — 40° С; кривая 2 .—■ 80° С
—
^-—
2
АМГ-10-^^
\
Трансфор-\
маторноеТ
ЮГ**
/
У
/
/
-,
/
I
J
I
f
12000
10000
8000
6000
4000
2000
О 1000 2000 кГ/см2
Рис. 7. Зависимость
вязкости морозостойких
минеральных масел от
давления
Опыт показывает, что при относительно небольших давлениях (от 0
до 400—500 кГ/см2) вязкость минеральных масел изменяется с изменением
давления практически линейно (рис. 6). При более высоких давлениях
линейная зависимость нарушается. Так, например, при повышении давления
от 0 до 1500 кГ/см2 вязкость минеральных масел повышается в 15—17 раз,
а при повышении давления от 0 до 2000 кГ/см2 она повышается в зависимости
от сорта масла в 50—1000 раз. Вязкость синтетических жидкостей изменяется
при этих условиях в 15—25 раз. При давлениях порядка 20 000—30 000 кГ/см2
минеральные масла затвердевают. В частности, масло АМГ-10 затвердевает
при давлении 30 000 кГ/см2 (при температуре 20° С).
При практических расчетах зависимость вязкости минеральных масел,
применяемых в гидросистемах, от давления (для диапазона от 0 до 500 кГ/см2)
можно подсчитывать по приближенному эмпирическому выражению
V/l = v (I + kp),
где vp и v — кинематическая вязкость при давлениях соответственно р
и атмосферном;
k — коэффициент, зависящий от сорта масла (можно принимать
для легких масел при v50 <*15 ест k = 0,002 и для тяжелых
масел при v50 г> 15 ест k = 0,003);
р — давление масла в кГ/см2.
На рис. 7 приведены кривые зависимости вязкости двух
распространенных морозостойких сортов масел от давления при температуре 20° С.
16

Стабильность характеристик масел
Для работы гидросистем требуется, чтобы жидкости в рабочих условиях
применения и хранения не изменяли своих первоначальных физических и
химических свойств, т. е. сохраняли в условиях эксплуатации физическую
и химическую стабильность. Под физической стабильностью понимается
способность жидкости сохранять свое физическое состояние (свойства)
и под химической стабильностью — Устойчивость против «старения», под
которым, в свою очередь, понимаются главным образом изменения,
происходящие в масле в присутствии кислорода атмосферного воздуха.
Одной из причин нарушения физической стабильности жидкости
является мятие ее при длительной работе в условиях высоких давлений (при
высоких напряжениях сдвига), в особенности при дросселировании с
большим перепадом давления и при смазке под давлением трущихся пар с
высокой удельной нагрузкой. В результате этого происходят изменения
(деструкция) молекулярной структуры жидкости, сопровождающиеся
понижением ее вязкости, а также ухудшением ее смазывающих свойств.
Потеря вязкости особенно сильно проявляется в масляных смесях АМГ-10,
содержащих вязкостные добавки (загуститель), состоящие из длинных
углеводородных цепочек. Эти цепочки при длительном мятии, в частности при
многократном продавливании жидкости под высоким давлением через
малые зазоры, могут разрушаться, происходит как бы постепенное
«размалывание» загустителя, в результате чего вязкость жидкости с течением
времени может уменьшиться до недопустимо малого значения.
В эксплуатации не допускают снижения вязкости более, чем на 20%
первоначального ее значения.
Не менее важной характеристикой жидкости является ее химическая
стабильность, которая зависит от химического состава и строения
составляющих ее компонентов. В результате окисления жидкостей, и в особенности
минеральных масел, происходит выпадение из них отложений в виде смол,
а также понижение вязкости, сопровождающееся потерей смазывающих
качеств.
Интенсивность окисления значительно зависит от температуры на
поверхности контакта жидкости с воздухом, повышаясь с ростом температуры.
Например, при повышении температуры на каждые 8—10° С интенсивность
окисления минерального масла практически удваивается.
Очевидно, для того чтобы произошло окисление масла, оно должно
вступить в контакт с кислородом, который происходит по граничной
поверхности, а также по поверхности пузырьков воздуха, находящегося в
механической смеси с маслом. Особенно активно происходит процесс
окисления масла при наличии в нем эмульсированного (нерастворенного)
воздуха.
Растворение в жидкостях газов. Все жидкости обладают способностью
растворять газы, которые в растворенном (дисперсном) состоянии не
оказывают существенного влияния на работу гидросистемы.. Однако, если
давление в какой-либо точке объема жидкости уменьшается, газы выделяются
из раствора в виде пузырьков, которые ухудшают механические свойства
жидкости и понижают ее химическую стойкость.
Опыты показывают, что относительный объем газа, который может
раствориться в жидкости до ее насыщения, прямо пропорционален давлению
на поверхности раздела. Этот объем газа, отнесенный к атмосферному
давлению (760 мм рт. cm) и температуре 0° С
Va = kVj±9
17

где k = ¥г- * — — коэффициент
УЖ Р2
растворимости газа в жидкости;
(2
О 5 10 15 20 25 %
Содержание пузырьков воздуха
Рис. 8. Зависимость относительной
вязкости минерального масла от
содержания в нем нерастворенного
воздуха
Уж — объем жидкости;
р1 и р2 — начальное и конечное давление газа, находящегося в
контакте с жидкостью.
Под коэффициентом k растворимости газа при нормальных условиях
понимают объем газа, растворяющегося при атмосферном давлении в
единице объема жидкости.
Этот коэффициент зависит от свойств жидкостей и газов, уменьшаясь,
как правило, с увеличением плотности жидкости. Для минеральных масел
с плотностью 90 и 82 кг/м3 коэффициент растворимости k воздуха
соответственно составляет 0,08 и 0,10. Коэффициент растворимости воздуха
в масле АМГ-10 при температуре 20° С составляет 0,1038 и керосине —
0,127.
Растворимость кислорода в жидкостях
выше, чем атмосферного воздуха, ввиду чего
растворенный в жидкости воздух содержит
кислорода на 40—50% больше, чем
атмосферный воздух, что интенсифицирует
окисление жидкости и разрушение резиновых
деталей гидроагрегатов.
Поскольку объем воздуха, растворенного
в жидкости до ее насыщения, прямо
пропорционален давлению, то при уменьшении
(даже местном) последнего ниже значения,
при котором произошло насыщение,
излишек воздуха для нового давления выделится
из нее. Подобное местное понижение давления
может произойти в результате изменения скорости и направления потока
жидкости в гидроагрегатах и коммуникациях гидросистемы. Выделение
газа будет происходить до тех пор, пока не наступит новое равновесие
между жидкой и газовой фазами.
Рассмотренное свойство жидкости имеет большое практическое значение
для работы гидросистемы, так как присутствие газа ухудшает, а во многих
случаях может полностью нарушить работу гидросистемы и ее агрегатов.
В частности, при наличии в жидкости газа ускоряется наступление
кавитации. Газ, выделившийся из жидкости во всасывающей магистрали
насоса, может частично или даже полностью заполнить рабочие полости
насоса, уменьшая тем самым его подачу и ухудшая режим его работы.
Механическая смесь воздуха с жидкостями. Воздух может находиться
в жидкости в механической смеси с ней, причем в зависимости от размеров
пузырьков последнего такая смесь обладает меньшей или большей
устойчивостью, и при определенных условиях, характеризуемых в основном
размерами пузырьков (диаметр пузырька равен 0,4—0,8 мкм) и вязкостью
жидкости, скорость вытеснения пузырьков воздуха из жидкости становится
столь малой, что пузырьки воздуха могут находиться в смеси С жидкостью
в течение многих суток.
Дисперсную систему, состоящую из капельной жидкости с пузырьками
газа, называют газожидкостной средой. Поскольку газ в виде пузырьков
всегда присутствует в том или ином количестве в рабочих жидкостях
гидросистем, практически имеем дело не с жидкостью, а с газожидкостной средой.
Обычно в масле действующей гидросистемы содержится примерно 0,5—5%
воздуха в нерастворенном состоянии.
При наличии в жидкости нерастворенного воздуха ее вязкость
увеличивается (рис. 8), причем размеры пузырьков на вязкость смеси не
влияют*
18

Отношение вязкости жидкости^ с пузырьками воздуха к вязкости
жидкости [х0 без пузырьков
[хв/^0 = 1 + 0,0155,
где В — содержание пузырьков воздуха в %.
Наличие в жидкости растворенного воздуха значительно снижает
объемную прочность жидкости и изменяет ее кавитационные свойства.
Образование пены. При известных условиях эксплуатации масла может
образоваться пена, которая представляет собой соединение пузырьков
воздуха. При образовании пены происходит понижение смазывающих свойств
масла, а также повышается коррозия металлических деталей
гидроагрегатов и окисление самого масла, причем вследствие большой площади
поверхности раздела между жидкостью и воздухом в пене значительно ускоряются
окисление и прочие химические реакции.
Пенообразование и свойства пены зависят от сорта жидкости:
минеральные масла дают стойкую пену, а касторое масло, обладающее такими же
вязкостью и поверхностным натяжением, легко разрушает пену.
Сжимаемость жидкостей
Капельные жидкости являются упругими телами, подчиняющимися
при некотором допущении закону сжатия Гука.
Упругая деформация (сжимаемость) жидкости — явление для
гидроприводов и систем, как правило, отрицательное. В частности, ввиду
необратимости энергии, расходуемой на сжатие жидкости (аккумулированная при
сжатии жидкости энергия не может быть использована для совершения
полезной работы, а теряется при расширении), понижается к. п. д.
гидропривода. Кроме того, упругость жидкости ухудшает режим работы
гидросистемы, причем если в медленнодействующих системах, а также в системах
с малым трением и небольшой инерционной нагрузкой влияние упругости
жидкости обычно незначительно, то в системах со значительной
инерционной нагрузкой и высоким трением покоя (таких, например, как системы
привода столов металлорежущих станков) упругость жидкости приводит
к прерывистому движению и возможной потере устойчивости.
Сжимаемость жидкости в гидросистемах управления создает во всех
случаях в магистралях и гидромеханизмах эффект жидкостной пружины.
Жесткость гидромеханизма можно оценить (без учета деформации
конструкции) коэффициентом относительного объемного сжатия (5
(коэффициентом сжимаемости), который при условии, что сжатие жидкости подчиняется
закону Гука, характеризует относительное изменение объема жидкости,
приходящееся на единицу изменения давления:
Р ~" Ар * Vo
ИЛИ
(5)
где AV7V0 — относительное изменение объема;
Ар = Рг — Pi — изменение давления, действующего на жидкость;
здесь р2 и Pi — конечное и начальное давление;
Vo и V — начальный объем жидкости при атмосферном
давлении и объем при изменении давления на Ар;
ДУ =• V 0 — V — изменение объема жидкости при изменении
давления на Др.
Величина, обратная р, называется объемным модулем упругости
жидкости при всестороннем сжатии:
— V Ар — 1
19

Модуль объемной упругости жидкости Е принят в технической
документации в качестве критерия сжимаемости жидкости. Значение этого показателя
зависит от типа жидкости, а также от действующих давлений и температуры.
Влияние температуры. С повышением давления коэффициент
сжимаемости р жидкостей уменьшается (модуль упругости Е повышается), причем
уменьшение его с возврастанием давления неравномерно. Для большинства
минеральных жидкостей уменьшение его наиболее интенсивно происходит
при сравнительно низких давлениях (меньше 1000—1200 кГ/см2, рис. 9, а),
причем при небольших изменениях давления жидкости (до 600—700 кГ/см2)
относительное изменение объема (объемная деформация жидкости) Д1//Уо
в процессе сжатия можно принимать пропорциональным изменению
давления Ар, т. е. оно приближенно подчиняется закону Гука
В среднем при изменении давления от 1 до 1000 кГ/см2 коэффициент
сжимаемости минеральных масел в изотермном режиме сжатия уменьшается
на 30—40%, а синтетических жид- в-ю~5см2/кг
костей — на 60—70% своего пер-
ЕЧО'иГ/см2
21,0
4
\
§f0
Щ I
1200 кГ/см*
I
12fi%
\
ч \
\
же
\
2==
О 400 800
Давление
а)
Рис. 9. Зависимость коэффициента сжимаемости |
а — минеральное масло; б —
400 800
1200 1600 2000
Давление
5)
кГ/см2
и модуля объемной упругости Е от давления:
синтетическая жидкость
воначального значения (при атмосферном давлении и нормальной температуре).
При высоком давлении (больше 2500 кГ/см2) дальнейшее повышение
давления не сопровождается заметным уменьшением объема жидкости, а
следовательно, приращение работы сжатия жидкости с повышением давления
уменьшается и может стать ничтожно малым.
Последнее наглядно подтверждается опытными кривыми сжимаемости
силиконовой жидкости, приведенными на рис. 9, б.
В общем случае можно принять, что значение объемного модуля
упругости Е (при t = 20° С и атмосферном давлении) для минеральных масел,
используемых в гидросистемах, находится в пределах 13 500-+-17 500 кПсм2.
Нижний предел приведенных значений модуля Е = 13 500 кГ/см2
соответствует распространенному в авиационных гидросистемах маслу АМГ-10
малой вязкости, верхний предел Е = 17 500 кГ/ем2 — более вязким
маслам (например, турбинному), применяемым в гидросистемах прочих машин
(прессы и др.).
В распространенном в гидросистемах диапазоне давлений (0—500 кГ/см2)
значение Е в функции давления р практически подчиняется эмпирической
закономерности
Е = Е0 + Ар,
где Ео — модуль упругости при-атмосферном давлении;
А — параметр, зависящий от типа жидкости и ее температуры.

Значения параметра А и модуля Ео при разных температурах для двух
применяемых в гидросистемах масел приведены в табл. 1.
Таблица 1
Параметр А и модуль Ео
Масло
Турбинное Л (ГОСТ 8675—62) . .
АМГ-10 (ГОСТ 6794—53) ....
Л
20° С
12,00
12,75
40° С
12,00
12,75
60° С
12,00
11,90
80° С
12,00
10,60
ь
20° С
1,95
1,67
:0-ю-*
40° С
1,81
1,49
в кГ/см
60° С
1,66
1,33
80° С
1,50
1,19
С учетом изменения модуля упругости, происходящего при повышении
давления, среднее значение коэффициента сжимаемости р масла АМГ-10
для распространенного в гидросистемах диапазона давления от 0 до 200 кГ/см2
и температуры t = 20° С
Для сравнения уместно указать, что модуль упругости стали Е = 2х
хЮ6 кГ/см2, т. е. более чем в 100 раз больше модуля упругости
минеральной жидкости.
Высокими показателями сжимаемости (низким модулем упругости)
обладают синтетические и, в частности, этилполисилоксановые жидкости,
коэффициент сжимаемости которых (см. рис. 9, б) приблизительно на 50%
выше, чем коэффициент сжимаемости жидкостей минерального
происхождения. Для синтетических жидкостей значение - объемного модуля упругости
находится в пределах (8—10) 103 кГ/см2.
Для воды и распространенных рабочих жидкостей на водной основе
(водно-гликолевых и пр.) среднее значение модуля упругости при
относительно небольших давлениях (до 200 кГ/см2) можно принять равным
2-104 кГ/см2.
При быстрых (мгновенных) изменениях давления сжатие жидкости
происходит по адиабате, причем адиабатный модуль упругости выше изотерм-
ного. Ввиду этого при расчетах динамических процессов гидропривода
используется не изотермный, а адиабатный (динамический) модуль
объемной упругости жидкости Еа, который характеризует сжимаемость последней
при быстропротекающих процессах изменения давления и отсутствии
существенного теплообмена между жидкостью и окружающей средой.
Значение этого модуля объемной упругости определяется как произведение
объема жидкости на производную давления по объему
(6)
где V и р — объем и давление жидкости.
Адиабатный модуль объемной упругости жидкости Еа обычно
определяется в практике акустическим методом, основанным на измерении
скорости а распространения звуковой волны в данной жидкости плотностью р
В соответствии с этим модуль определяется как произведение плотности
жидкости на квадрат скорости звука в ней в заданных условиях (давление
и температура):
Еа = ра2.
21

При увеличении давления на dp плотность жидкости повышается на dp
и становится равной
Р = Ро + dp,
где р0 — начальная плотность при атмосферном давлении.
Учитывая, что масса жидкости т = Vp, имеем
dp_ _ dV
Ро "" Уо '
в соответствии с этим адиабатный (динамический) модуль объемной
упругости
Зависимость плотности жидкости от модуля объемной упругости
выразится
Н0*кГ/см*
18
Г
.18.И03
\
■10*
\
ь
2,9-101
О 40
80 120 160
Температура
200 °С
Рис. 10. Зависимость модуля объемной
упругости 1эт температуры:
кривая а — минеральное масло; кривая
Ь — синтетическая жидкость
Анализ опытных данных показывает, что при расчете быстропротекаю-
щих процессов в гидросистемах (например, при расчетах динамических
характеристик гидроагрегатов) адиабатный модуль для применяемых в
гидросистемах масел и диапазона давлений
50—200 кГ/см2 можно принимать Еа «=?
^ 1,15£, где Е — модуль объемной
упругости при изотермном режиме
сжатия.
Влияние температуры. С
повышением температуры объемный модуль
упругости рабочих жидкостей
гидросистем уменьшается, в соответствии
с чем сжимаемость этих жидкостей с
повышением температуры повышается,
причем сжимаемость более вязких
масел выше, чем сжимаемость менее вяз1
ких масел того же типа. В среднем
модуль объемной упругости
большинства рабочих минеральных жидкостей
при атмосферном давлении и
температуре 40° С равен (17—18)103 кГ/см2
и уменьшается при температуре 200° С до (9—10) 103 кГ/см2. Модуль
упругости синтетических (силиконовых) жидкостей уменьшается при этих
условиях от 10-108 кГ/см2 до (4,2—4,5) 103 кГ/см2.
Сравнительные опытные данные по зависимости объемного модуля
упругости от темпераутры' при давлении 210 кГ/см2 для минерального масла
(кривая а) и синтетической (силиконовой) жидкости (кривая Ь) приведены
на рис. 10.
Влияние нерастворенного воздуха. Ввиду того, что сжимаемость воздуха
(газа) во много раз выше сжимаемости жидкостей (модуль упругости воздуха
равен приблизительно значению абсолютного его давления), наличие в
жидкости воздушных пузырьков значительно понижает ее объемный модуль
упругости, вследствие чего повышается податливость (просадка) выходного
звена гидродвигателя под действием внешней нагрузки (понижается
жесткость гидромеханизма).
Нерастворенный воздух приводит также к запаздыванию гидросистемы
в отработке сигналов и к потере ею устойчивости против автоколебаний.
Рассмотрим влияние нерастворенного воздуха на объемный модуль
упругости жидкости, содержащей нерастворенный воздух. Для анализа этой
22

зависимости примем, что в объеме Уж жидкости, находящейся под
давлением р, содержится нерастворенный воздух в объеме Ve.
Изменение AVe объема Ve воздуха при сжатии жидкостно-воздушной
смеси в изотермном режиме (давление р повышается до р + Ар) найдем из
следующего соотношения (допускаем, что при сжатии воздух не
растворяется в жидкости):
AVe = Va^. (7)
Следовательно, модуль объемной удругости воздуха Ев при сжатии
в изотермном режиме численно равен тому давлению, под которым он
находится:
Е -V Др -р
Le — V° AVe "~ P'
Аналогичным способом можно показать, что модуль объемной упругости
воздуха при сжатии в .адиабатном и политропном режимах определится
выражениями
Ёв = kp\ El = Пр,
где k и п — показатель адиабаты и политропы.
Следовательно, значение модуля упругости воздуха в политропном
режиме сжатия превышает значение модуля упругости в изотермном режиме
в п раз и в адиабатном — в k раз.
Принимая, что объемный модуль упругости Еж жидкости сохраняется
постоянным при изменении давления на Ар, что практически справедливо
при применяющихся давлениях, находим на основании выражения (6) AVM
изменения объема Уж жидкой фазы жидкостно-воздушной смеси при
изменении давления на Ар (с р до р + Ар):
Д^ = |^Ар. (8)
Изменение kVc объема жидкостно-воздушной смеси при изменении
давления на Ар (от ро ДО р = Ро + Ар):
ДУС = Д Уж + AVe = (if-+ JM Ар =
(л , Ув Еж\
\ f Уж Р Г
где Л/ж и Ve = VOe— — объем жидкости и нерастворенного воздуха при
давлении р;
VOe — начальный объем воздуха при давлении р0.
В соответствии с этим модуль объемной упругости
жидкостно-воздушной смеси
AVC ~ АУЖ + AVe
где Vc = Уж + Ve — объем жидкостно-воздушной смеси при давлении р.
Решив совместно приведенные уравнения (7) — (9), получим после
преобразования и упрощения приближенное выражение для определения
объемного модуля упругости жидкостно-воздушной смеси (приведенного
объемного модуля упругости) Ес при сжатии ее в изотермном режиме от р0
до р:
23

или
Е =Е р„
С Ж Vep + Уж^ж 9
Где ув = . °* относительный объем воздуха;
' Ов ~т~ ' ОЛС
Уж ^ "тт—гтт относительный начальный объем жидкости.
Уож -г уов
.Из приведенных уравнений следует, что изменение модуля упругости
жидкостно-воздушной смеси (приведенного модуля упругости рабочей среды)
определится при принятом выше допущении в основном модулем упругости
воздуха.
Теплопроводность и удельная теплоемкость жидкостей
Для поглощения и эвакуации из гидросистемы теплоты, выделяющейся
при работе, необходимо, чтобы рабочие жидкости обладали определенными
значениями удельной теплоемкости и теплопроводности. В частности,
эвакуация теплоты из мест ее образования в гидросистеме во многом зависит
от теплопроводности жидкости.
Теплопроводность жидкостей характеризуется количеством теплоты,
которая проходит в единицу времени через единицу площади слоя жидкости
толщиной в единицу длины. В соответствии с этим единицы
теплопроводности Вт/(м-К), ккал/(м-ч-°С) и кал/(см-сек-°С).
Для большинства нефтепродуктов теплопроводность равна примерно
(4,0—4,8) 10~4 кал/см-сек-°С, для воды— (1,3—1,6) 10"3 кал/(см-сек-°С).
Удельная теплоемкость рабочих жидкостей, под которой понимается
количество теплоты, необходимой для нагревания единицы массы на 1° С,
определяет интенсивность повышения температуры в гидросистеме. у
Для распространенных рабочих жидкостей минерального
происхождения удельная теплоемкость в интервале температур 0—100° С в среднем равна
0,45 ккал/(кг-°С).
Давление насыщенных паров жидкостей
Давлением насыщенного пара жидкости называется установившееся
в замкнутом пространстве давление пара, находящегося при данной
температуре в равновесии с жидкостью. Давление насыщенного пара жидкости
необходимо знать при решении вопроса о пригодности данной жидкости
для работы в условиях высоких температур, а также для оценки кавитацион-
ных характеристик гидросистемы.
Испарение жидкости происходит как с поверхности, так и путем
образования пузырьков пара (кипения) жидкости во всем ее объеме, причем в
отличие от испарения с поверхности жидкости, которое происходит при
любой температуре, кипение жидкости происходит лишь при определенных
температурах, при которых давление пара превышает внешнее давление.
Это давление обусловливает паровую кавитацию, которая наступает в том
случае, когда внешнее давление становится ниже давления насыщенного
пара. При повышении внешнего давления температура кипения увеличивается,
при понижении уменьшается, причем интенсивность нарастания давления
пара тем выше, чем выше его температура.
Давление насыщенного пара однородных жидкостей (например, воды)
имеет для каждой температуры определенное значение. Если же в жидкости
растворено какое-либо вещество, то в результате взаимодействия молекул
этого вещества и растворителя затрудняется испарение последнего. Ввиду
этого в отличие от однородной жидкости, которая кипит при постоянной
для данного давления температуре, температура кипения сложных жидко-
24

1
80
60
40
AM Г-10
\
Индустриальное 20^
Индустриальное 50
^*
wr —
/
7
As
\
J
J
/
V
40 <ft 100 120 140 160 18Q X
Температура масла
Рис. 11. Давление насыщенных паров
распространенных минеральных масел
стей (минеральных масел и пр.) при данном давлении по мере выкипания
легких компонентов повышается, а давление насыщенных паров при
данной температуре понижается.
На рис. 11 приведены значения давления насыщенных паров некоторых
сортов минеральных масел, применяющихся в гидросистемах машин.
ммрт.ст.
Кавитация жидкостей
С рассмотренным выше вопросом о
давлении насыщенных паров жидкости
связано явление, получившее в практике
название кавитации, под которым
понимается местное выделение из жидкости
в зонах пониженного давления паров
жидкости и газов (вскипание жидкости)
с последующим разрушением
(конденсацией) паровых и смыканием газовых
пузырьков при попадании их в зону
повышенного давления.
Разрушение пузырьков сопровождается
местными гидравлическими микроударами
большой повторяемости.
Кавитация нарушает нормальный
режим работы гидросистемы, а в отдельных
случаях оказывает разрушающее действие
на ее агрегаты. Разрушительному
действию кавитации подвергаются насосы,
золотники, клапаны и прочие гидроагрегаты. С появлением кавитации в
насосах понижается их подача, а также наблюдаются высокочастотные
колебания давления в нагнетательной линии насоса и ударные нагрузки на
детали, могущие вызвать преждевременный выход их из строя. Кроме того,
происходит кавитационное разрушение (разъедание) поверхностей деталей
с образованием на них характерных изъязвлений (поверхностной рыхлот-
ности).
До настоящего времени не существует строго обоснованного описания
механизма кавитационного разрушения деталей гидроагрегатов. Наиболее
широко распространена гипотеза, согласно которой это разрушение в
основном происходит в результате высокой повторяемости местных
гидравлических и тепловых ударов, обусловленных соударением частиц жидкости
и сжатием газа в момент смыкания парогазовых пузырьков, находящихся
в непосредственной близости от стенок канала (ограждающих
поверхностей).
Схематически механизм возникновения кавитации и его
разрушительного действия сводится к следующему. При соответствующем понижении
давления в какой-либо точке потока жидкость вскипает (происходит ее
разрыв), выделившиеся же при этом пузырьки пара и газа увлекаются
потоком и переносятся в область более высокого давления, в которой паровые
пузырьки конденсируются, а газовые сжимаются. Так как процесс
конденсации парового и сжатия газового пузырьков происходит мгновенно,
частицы жидкости перемещаются к их центрам с большой скоростью,
достигающей по расчетам нескольких сотен метров с секунду, в результате
кинетическая энергия соударяющихся частиц вызывает в момент смыкания
пузырьков местные гидравлические микроудары, сопровождающиеся забросами
давления и температуры в центрах пузырьков (по расчетам температуры
в месте смыкания пузырька могут достигать значений 1000—1500 С).
В том случае, если процессы кавитации протекают вблизи стенок
ограждающих каналов, то последние будут подвергаться непрерывным тепловым
25

и гидравлическим ударам (бомбардировкам), которые вызывают местные
разрушения стенок. Под действием высоких температур в присутствии
кислорода воздуха происходит также активное окисление (коррозия)
ограждающих поверхностей. Указанные ударные действия частиц жидкости
дополняются воздействием на металл электролитических процессов.
Способы борьбы с кавитацией и ее последствиями. Основным способом
борьбы с кавитацией является максимальное снижение разрежения в
зонах возможной кавитации, которое частично может быть достигнуто
повышением окружающего давления. В частности, борьба с кавитацией во
всасывающей камере насосов в основном ведется путем обеспечения на
всасывании такого давления, которое способно было бы преодолеть без разрыва
потока жидкости гидравлические потери во всасывающей магистрали, в
самой камере всасывания, включая также и сопротивление, обусловленное
инерцией жидкости в этих магистралях. ,
ч/Чтах
Рис. 12. Схема кавитационного устройства
для стабилизации расхода жидкости
О 0,2 ОЛ 0,6 Рвш/Рвх
Рис. 13. Кривая,
характеризующая стабильность
расхода через кавитационное
устройство
Для снижения разрушительного действия на детали агрегатов
кавитации применяют стойкие против коррозии материалы (стали с добавкой хрома
и никеля) и покрытия деталей, омываемых кавитируемой жидкостью. Как
правило, стойкость материалов против кавитационного разрушения
повышается с увеличением механической их прочности (твердости) и химической
(окислительной) стойкости, причем лучшие результаты дают материалы,
в которых совмещаются оба эти качества. Наименее стойкими являются
чугун и углеродистая сталь, более стойкими — бронза и нержавеющая сталь.
Наиболее стойким из известных материалов является титан.
Практическое использование кавитации. Кавитацию часто используют
для практических целей. В частности, она используется в устройствах
(рис. 12) для стабилизации расхода жидкости. Устройство состоит из
дроссельной шайбы /, измеряющей расход жидкости, и осесимметричной
дроссельной иглы 2, служащей для введения устройства в кавитационйый режим
работы. >.
При понижении давления рвых на выходе,'в данном случае из сопла Вен-
тури, при постоянном давлении рвх на входе в tfero скорость потока жидкости
повышается, в соответствии с чем давление в суженном сечении сопла
понижается. После снижения этого давления до значения, соответствующего
началу кавитации жидкости, последняя вскипает. Поскольку
сопротивление сопла после этого увеличивается пропорционально интенсивности
кавитации, которая, в свою очередь, повышается с увеличением перепада
давления, расход через сопло после возникновения кавитации стабилизируется,
сохраняясь постоянным независимо от дальнейшего снижения, давления на
выходе из сопла. При уменьшении этого давления лишь расширяется зона
кавитации по диффузной части, начиная от суженного сечения.
Подобные кавитационные устройства (сопла) используют для
стабилизации расхода при колебаниях давления на выходе. Они обеспечивают
регулирование расхода жидкости в большом диапазоне отношений
расходов (^10) при одновременной стабилизации расхода на каждом режиме.
26

На рис. 13 показана кривая зависимости регулируемого расхода Q
жидкости от перепада давления на сопле при различных значениях (от 10
до 30 кГ/см2) давления рвх на входе и давления рвых на выходе,
изменяющегося от 0 до входного (30 кГ/см2). Измерения проведены при расходе
жидкости от 500 до 40 000 смв/сек при давлениях рвх = 10; 20; 25 и 30 кГ/см2.
Из графика следует, что расход жидкости сохранялся постоянным
(коэффициент расхода \х изменялся от 0,96 до 0,97) в широком диапазоне режимов.
Нарушение стабилизированного расхода происходит практически при
значениях критического давления на выходе рвЬ1Х ^ рвх, где рвх — давление
потока на входе в сопло.
Кавитационный эффект широко используется для очистки изделий от
сварочной окалины и различных загрязнителей, а также для обработки
поверхностей деталей (снятия с изделий окалины и заусенцев, улучшения
поверхностей и пр.), которая достигается благодаря кавитационной эрозии.
Применяющиеся жидкости
В гидросистемах машин обычно применяют рабочие жидкости
минерального происхождения с кинематической вязкостью при 50° С примерно 10—
150 ест. В гидросистемах машин, предназначенных для работы в стабильных
температурных условиях при давлениях менее 100 кГ/см2, обычно применяют
масла с вязкостью 20—40 ест (при 50° С), а при давлении до 200 кГ/см2 —
с вязкостью 40—60 ест. В гидросистемах же прессов с давлением 500—
600 кПсм2 вязкость жидкости часто доводят до 110—150 ест.
Гидросистемы многих машин и установок работают в условиях высоких
температур, достигающих 300° С и выше, при которых минеральные жидкости
и их смеси не пригодны для работы. Лучшие с этой точки зрения
существующие минеральные жидкости пригодны для работы при температуре не выше
150° С. При более же высоких температурах минеральные жидкости
вступают в реакцию с кислородом воздуха и разлагаются с выделением твердых
пленок и смолистых осадков, могущих нарушить работу гидросистемы. Кроме
того, повышение температуры сопровождается увеличением давления
насыщенных паров жидкости, что способствует возникновению кавитации.
Ввиду этого для работы в условиях высоких температур (150° С и выше)
можно применять без специальных охлаждающих устройств лишь
высокотемпературные жидкости, наиболее распространенными из которых
являются синтетические жидкости, в частности полисилоксановые и кремний-
органические, которые сочетают в себе как высокотемпературные, так
и низкотемпературные свойства. В практике распространены
полисилоксановые (силиконовые) жидкости, которые обладают удовлетворительными
температурно-вязкостными характеристиками в широком температурном
диапазоне и отличаются механической прочностью и устойчивостью против
окисления, а также высокой термической стабильностью, сохраняя ее даже
при нагревании в присутствии кислорода воздуха. В контакте с воздухом
они допускают длительное нагревание при температурах до 250° С, в
закрытых же системах без доступа воздуха их можно длительно использовать при
температуре до 370° С.
Одновременно эти жидкости допускают работу гидросистемы при
температурах —60° С и ниже.
Кроме того, они обладают также низким давлением насыщенных паров
значение которого при температуре 60° С не превышает 1 мм рт. ст.,
а также являются практически огнестойкими и предотвращающими
распространение огня.
К недостаткам полисилоксановых жидкостей относится то, что они рас-
створяют все существующие пластификаторы синтетических каучуков.
Поэтому уплотнительные кольца, изготовленные из этих каучуков, становятся
за непродолжительное время работы хрупкими и растрескиваются, в резуль-
27

тате чего гидроагрегаты неизбежно теряют герметичность. Кроме того, поли-
силоксановые жидкости уступают минеральным маслам по противоизносным
и смазывающим свойствам.
В отдельных случаях применения гидросистем температуры достигают
столь высоких значений, что исключается возможность применения как
минеральных, так и существующих синтетических жидкостей. Ввиду того, что
температуры работы гидросистем непрерывно повышаются, перспективным
является применение в качестве рабочих жидкостей гидросистем жидких
металлов с низкой температурой плавления, которые в настоящее время
используются как теплоносители в ядерных реакторах [7].
Наиболее перспективным является эвтектический сплав, состоящий из
77% натрия и 23% калия, который'представляет собой серебристый металл,
похожий на ртуть. Точка его плавления (эвтектическая точка) равна —12° С
и кипения (при атмосферном давлении) 850° С. Модуль объемной упругости
при температуре 40° С равен 52 500 кГ/см2 [7].
ТЕЧЕНИЕ ЖИДКОСТЕЙ ПО ТРУБОПРОВОДАМ ГИДРОСИСТЕМЫ
Течение жидкостей по трубопроводам гидросистемы и каналам ее
агрегатов сопрЬвождается гидравлическими потерями (потерями давления и
энергии), значения которых зависят при прочих равных условиях от режима
течения, а также при определенных условиях от формы, размеров и
шероховатости трубопровода.
Из курса «Гидравлика» известно, что различают два режима течения
жидкости в трубопроводах [19]: ламинарный, характерный слоистым течением
без перемешивания частиц и пульсаций скорости, и турбулентный,
сопровождающийся интенсивным перемешиванием частиц жидкости и пульсациями
скоростей. Переход от ламинарного к турбулентному режиму наступает при
определенных условиях, характеризуемых числом (критерием) Рейнольдса
Re, представляющим собой безразмерную величину, связывающую среднюю
по сечению скорость потока жидкости и, диаметр d сечения трубопровода
(линейный размер канала) и кинематический коэффициент вязкости
жидкости V.
В применении к движению жидкости в трубопроводах круглого сечения
этот критерий имеет вид
В трубопроводах (каналах) некруглого и кольцевого сечений
р
где г = гидравлический радиус сечения потока, представляющий со-
х
бой отношение площади F сечения потока к смоченному
периметру %. ч
Для кольцевого трубопровода (щели)
где гх и г2 — внешний и внутренний радиусы щели.
Моменту перехода ламинарного режима в турбулентный и обратно
соответствуют при данных условиях определенные Re: при Re меньше
критического — течение ламинарное, при Re больше критического — турбулентное.
Ламинарному режиму течения жидкоети в гидравлически гладких
металлических трубах круглого сечения соответствует Re ^ 2200—2300,
турбулентному — Re ^ 2200—2300.
28

Расчет потерь давления при течении жидкости в трубопроводе
Ламинарный режим течения. Потеря давления Ар на цилиндрическом
прямом отрезке трубопровода, обусловленная сопротивлением трения
жидкости, вычисляется при ламинарном режиме течения (Re < 2300) по
известным формулам, полученным из уравнения Пуазейля [19]:
j ^j (12)
где рх и р2 — давления в начале и в конце отрезка трубопровода;
jii и v — динамическая и кинематическая вязкость жидкости;
р — плотность жидкости;
L и d — длина и диаметр внутреннего сечения рассматриваемого
отрезка трубопровода;
Q и и — средние значения расхода и скорости жидкости в
трубопроводе;
Ял = -JJ— VP "5i гидравлическое сопротивление трубопровода
при ламинарном течении жидкости.
Приведенные уравнения справедливы для трубопроводов такой длины,
при которой можно пренебречь скоростным давлением (потерями на входе)
по сравнению с потерями давления на трение.
В том случае, если искомой величиной является расход жидкости или
диаметр сечения трубопровода, предпочтительнее пользоваться выражениями,
полученными путем преобразования выражений (12):
Введя коэффициент К = -р—- = ——■ и произведя соответствующие
преоб128 vp L
■ и произве
разования, выражение (12) можно привести к виду
V
где X = --jr^- — безразмерный коэффициент сопротивления трения при
ламинарном режиме течения;
/ — сечение трубопровода.
В некоторых случаях представляется целесообразным определить потерю
напора в единицах длины
или с учетом предыдущего выражения
н % L u2
При течении жидкости в трубопроводах возникают также
дополнительные сопротивления, обусловленные сужением и прочими искажениями ци-
линдричности сечения трубы, а также охлаждением слоев жидкости
(соприкасающихся со стенками трубы), сопровождающимся повышением вязкости
этих слоев по сравнению со средней вязкостью по сечению трубы, которая
принимается в расчет при определении вязкости. С учетом этих факторов Я
при практических расчетах труб следует вычислять для ламинарного режима
течения:
Я = —
29

Турбулентный режим течения. Турбулентный режим течения жидкости
в канале (трубопроводе) постоянного сечения сопровождается рассеиванием
кинетической энергии в результате беспорядочного движения частиц
жидкости.
Потери давления в трубопроводе при стационарном турбулентном
течении (Re > 2300) определяются по формуле [см. также формулу (14)]
где Кт — коэффициент потерь при турбулентном потоке, зависящий от Re
и относительной шероховатости внутренней поверхности
трубопровода; для гидравлически гладкого трубопровода этот
коэффициент обычно вычисляется для условий 2300 <J Re <J 8000 по
полуэмпирической формуле Блазиуса [6]
Яг = 0,3164 Re~0'25. (17)
Гидравлически гладкой трубой принято считать такую трубу, в которой
выступы (шероховатости) скрыты в толще ламинарного граничного слоя
жидкости у стенок. Ввиду того, что с увеличением Re толщина этого слоя
уменьшается, выступы шероховатости трубы при известных Re могут оголиться,
в результате труба перестанет быть гидравлически гладкой, и на
коэффициент .потерь Хт будет оказывать влияние шероховатость поверхности стенок
трубопровода [7].
Цельнотянутые трубы из стали, «латуни и меди можно принимать
гидравлически гладкими на всем диапазоне Re, возможных в рассматриваемых
гидросистемах.
Для гладких цельнотянутых труб можно с достаточной точностью
принимать при практических расчетах
Кт = 0,025.
Обозначив через
I
формулу (16) перепишем в общем виде
где RT — гидравлическое сопротивление трубопровода при турбулентном
режиме течения.
Гидравлическая проводимость
В практике при расчетах и исследованиях часто пользуются понятием
гидравлической проводимости К, под которой понимают величину, обратную
гидравлическому сопротивлению R:
±.
(18)
Для ламинарного режима течения в трубопроводах гидравлическая
проводимость выражается согласно уравнению (12)
Для турбулентного режима течения гидравлическая проводимость
выражается
30

Местные гидравлические потери
Местными гидравлическими потерями называются падения давления на
преодоление сопротивлений при течении жидкости через элементы
гидроагрегатов и арматуру (через местные сопротивления).
Потери давления в местных сопротивлениях выражаются в долях
скоростного давления и подсчитываются в общем случае по формулам [6]
где Ар и АН — потери давления и напора;
£ — коэффициент местного сопротивления;
~- и -— скоростное давление и скоростной напор потока;
здесь и — средняя по сечению потока скорость жидкости на выходе
из сопротивления.
Коэффициент
£~" uV2g ~~ «2р/2 »
являющийся отношением напора АН к скоростному напору u2/2g, или
потери давления Ар к скоростному давлению и2р/2, показывает, какая часть
скоростного напора или скоростного давления расходуется на преодоление
данного местного сопротивления.
При расчетах гидросистем пользуются опытными данными по
коэффициентам £, определяемыми путем проливок конкретных гидроагрегатов [7],
Внезапное расширение и сужение канала (трубопровода). Для
практических расчетов гидросистем большое значение имеют расчеты потерь при
внезапном расширении и сужении трубопроводов. В частности, условия»
соответствующие внезапному расширению канала, имеют место при вводе
жидкости из трубы в силовые цилиндры, пневмогидравлические
аккумуляторы, фильтры и прочие емкости.
При внезапном расширении канала (рис. 14) течение жидкости
характеризуется постепенным расширением струи жидкости, которое сопровождается
снижением скорости ее течения и потерей давления и энергии, происходящей
в основном вследствие вихреобразования после выхода струи из узкой части
канала.
Потеря напора при внезапном расширении трубопровода равна
скоростному напору, рассчитанному по потерянной скорости (теорема Борда—
Карно):
где иг и «2 — средняя скорость в трубопроводе малого (до расширения) и
большого (после расширения) сечений.
С учетом уравнения постоянства расходов {ulf1 = u2f2) последнее
уравнение можно представить в виде
или
где fx = -—^ сечение трубопровода малого диаметра dx (до расширения);
h ^ —т сечение трубопровода большого диаметра d2 (после расши-
рения)*
31

При истечении из %трубопровода малого сечения в трубопровод с
относительно большим поперечным сечением (цилиндр и пр.) и2 практически равна
нулю, в соответствии с чем потеря напора и давления
ИЛИ Ар = ■
При внезапном сужении канала (рис. 15) гидравлические потери
вызываются в основном трением и деформацией (сжатием) потока при входе в узкий
канал и частично вихреобразованием при расширении потока после его
сжатия.
Рис. 14. Внезапное расширение канала Рис. 15. Внезапное сужение канала
Потеря напора и давления при сужении канала
где С — коэффициент сопротивления (при большом сужении £л = 0,5).
Истечение через отверстие в тонкой стенке. В гидроагрегатах, а также
в измерительных приборах распространены местные сопротивления в виде
отверстия (или щели) в тонкой стенке.
Под тонкой понимается такая стенка, при которой вытекающая струя
соприкасается лишь с острой кромкой отверстия, обращенной внутрь сосуда,
ф
S
i
j
J
r=s
Щ
s
x^5
а) б) в) г)
Рис. 16. Виды дроссельных каналов
и не касается боковой поверхности отверстия, что соответствует полному
сжатию струи [6]. Опыт показывает, что длина участка, на котором
происходит сжатие струи, может быть при определенных условиях равна 0,5
диаметра отверстия, а следовательно, для того чтобы предотвратить касание струи
о поверхность отверстия, толщина s стенки (длина отверстия) должна быть не
больше его диаметра d.
Длину отверстия s можно уменьшить без нарушения при этом жесткости
стенки до любой малой длины путем выполнения кромки отверстия по схеме,
приведенной на рис. 16, а.
Из курса «Гидравлика» [19] известно, что перепад давлений Ар и расход Q
жидкости через рассматриваемое отверстие связаны уравнением
где
2 Ар
— коэффициент расхода;
— площадь сечения отверстия;.
(20)
ит = 1/ расчетная (теоретическая) скорость потока жидкости;
р — плотность жидкости.
32

Коэффициент расхода равен произведению |х = (ре, где ф и г —
коэффициенты соответственно скорости и сжатия струи по выходе ее из отверстия.
Коэффициент скорости:
и
"«7
где
Ur =
или ит
== 1/ -
и <^ит — фактическая скорость жидкости с
учетом торможения слоев у кромки
отверстия;
2 Ар
Р
— теоретическая скорость
идеальной жидкости.
истечения
При истечении маловязких жидкостей через круглое отверстие в тонкой
стенке с острыми кромками можно принимать ср= 0,97-ь0,98.
Коэффициент сжатия струи
е = -4-!
0,6
0,5
44
0,3
г
z
10 50 100 500 1000 5000 10** 5-10* 10sRe
Рис. 17. Зависимость коэффициента расхода
для круглого отверстия в тонкой стенке с
острыми кромками от Re
где fc </ — площадь сечения струив
узком (сжатом) ее месте;
/ — площадь сечения
отверстия.
Сжатие струи обусловлено тем,
что частицы жидкости подходят к
отЕерстию по криволинейным
траекториям. Вследствие этого струя при
истечении из отверстия отрывается
у входной острой кромки от стенки
и на некотором расстоянии от него сжимается, в результате чего площадь
сечения струи в узком ее сечении меньше площади сечения отверстия.
При турбулентном режиме истечения маловязких жидкостей (v = 10-т-
-7-60 ест; Re >> 50) из круглого отверстия небольшого сечения коэффициент
сжатия струи можно принять для приближенных расчетов достоянным:
е - 0,64.
В соответствии с этим коэффициент расхода для этих распространенных
значений ф и е можно принять равным \i = фе я^ 0,62.
Это значение может быть рекомендовано при практических расчетах
распространенных режимов истечения через отверстия в тонкой стенке с острыми
кромками. Точное значение коэффициента расхода \х для конкретного
отверстия и Re определяется проливками по формуле
м_ Q
где Q — измеренный расход жидкости через отверстие;
QT — теоретический расход, вычисленный по выражению
2 Ар
На рис. 17 приведен опытный график зависимости коэффициента
расхода |л для круглого отверстия с острыми кромками от Re. Наблюдающееся
здесь резкое повышение коэффициента \i при малых Re (Re <3100)
обусловлено ростом коэффициента скорости ф. В этой зоне Re роль вязкости настолько
велика и торможение скорости потока у кромок отверстия столь значительно,
что сжатие струи практически отсутствует (е & 1), в соответствии с чем
коэффициент (х повышается примерно пропорционально росту Re. Некоторое
понижение fx, начиная с Re > 500 до Re = 10б, обусловлено-уменьшением при
этих Re коэффициента сжатия е.
2 Т. М. Башта
33

При выполнении на входных кромках фасок или закруглений с
относительной глубиной hid = 0,2-г-0,4, где d и h — диаметр и высота фаски,
коэффициент расхода при Re >> 100 повышается до \i я^ 0,8. При закруглении
входных кромок радиусом г я^ d и 50 << Re << 2-104 сжатие струи
практически устраняется, ввиду чего коэффициент расхода повышается до
\л « 0,95.
Притупление (закругление) кромок отверстия может произойти в
результате их износа в эксплуатации^
Коэффициент расхода через диафрагму фактически не зависит от того,
происходит ли истечение из отверстия в атмосферу (незатопленное отверстие)
или в пространство, заполненное жидкостью (затопленное отверстие) под
атмосферным давлением.
Г1Г If If
е)
Рис. 18. Схемы насадков
Приведенное выше значение коэффициента |л справедливо лишь для
совершенного сжатия струи, которое имеет место в тех случаях, когда
отверстие находится на таком расстоянии от боковых стенок сосуда (трубопровода),
что последние не оказывают влияния на характер формирования струи,
а следовательно, и на характер истечения. Практически сжатие струи будет
совершенным, если расстояние от стенок сосуду до отверстия не меньше
утроенного диаметра, отверстия. При меньшем же расстоянии стенки частично
направляют струю жидкости при подходе к отверстию, ввиду чего она
сжимается в меньшей степени, чем при истечении из резервуара неограниченных
размеров. В результате этого коэффициент сжатия, а следовательно, и
коэффициент расхода повышаются.
Для распространенного в практике случая установки дроссельной
диафрагмы в трубе расходомерного устройства (см. рис. 16, б) расход жидкости
через диафрагму
2Др
где Dud — диаметры сечения трубы . и дроссельного отверстия в диа-
1 фрагме;
Ар и р — перепад давления жидкости и ее плотность.
Течение жидкости через насадки. Насадками называют короткие трубы
с постоянным или меняющимся сечением по длине. Насадки применяются
в гидросистемах, когда требуется обеспечить требуемые энергетические
характеристики системы или же сформировать по заданному закону струю
вытекающей из насадка жидкости. N
В практике распространены внешние цилиндрические насадки или
насадки, выходящие из резервуара наружу (насадок Вентури), показанные на
рис. 18, а и рис. 16, в. При sld > 2,5—3 сжатие струи на выходе из насадка
отсутствует, т. е. е — 1 (струя касается выходных кромок отверстия), а
следовательно, диаметр сечения струи равен диаметру отверстия, в
соответствии с чем (1 = ф. Однако при этом скорость потока жидкости несколько
уменьшается вследствие действия вязкостного сопротивления, ввиду чего
34

коэффициент ф будет меньше, чем при истечении через отверстие в диафрагме;
кроме того, коэффициент <р при этой длине насадка будет несколько зависеть
от Re.
Практически значения коэффициентов (х и ф в случае маловязких
жидкостей можно принимать для насадков равными \i = <р = 0,82.
Следовательно, расход жидкости через внешний цилиндрический насадок превышает
расход через отверстие того же диаметра в тонкой стенке приблизительно
на 30%.
При повышении перепада давления в насадке расход через него
увеличивается, а давление в сжатом сечении струи понижается. Однако при
достижении некоторого перепада и соответственно некоторого давления, при
котором возникает кавитация жидкости, расход через насадок стабилизируется
и дальнейшее повышение перепада давления не вызывает увеличения
расхода.
Роль насадка в гидросистемах машин обычно выполняют отверстия в
толстых стенках гидроагрегатов (см. рис. 16, в), если толщина стенки больше
диаметра d отверстия в 2,5—3 раза.
Рассматриваемый цилиндрический насадок (или соответственно отверстие
в стенке корпуса гидроагрегата) может быть улучшен путем закругления
входной кромки (см. рис. 18, в), причем с увеличением закругления
коэффициент расхода повышается. Если же очертить насадок по контуру
поверхности струи, вытекающей в отверстие, то сжатие струи сведется до минимума.
Подобный насадок, называемый коноидальным, обеспечивает коэффициент
расхода, близкий к единице, и устойчивый режим истечения.
Вследствие сложности выполнения коноидального насадка его очертание
в практике заменяют очертанием по дуге круга (см. рис. 16, г), причем в
пределе, когда радиус г кривизны входной кромки равен толщине s стенки,
подобный цилиндрический насадок практически превращается в коноидальный.
Значения коэффициентов \л и ф в случае плавного закругления входных
кромок можно принимать в зависимости от Re равными: \х = ф = 0,98-^
-т-0,96, причем более высоким Re соответствуют меньшие значения
коэффициента \i и наоборот.
Применяют также насадки, входящие внутрь резервуара (насадок Борда,
см. рис. 18, б). Течение жидкости в этом насадке аналогично течению во
внешнем насадке, однако условия входа жидкости несколько ухудшены
вследствие большой кривизны изгиба линий тока, поэтому коэффициент расхода
этого насадка меньше (\i *=^ 0,72), чем внешнего насадка.
В гидросистемах машин применяются как насадки Вентури, так и
насадки Борда. В частности, насадки Борда применяются в заборных
устройствах баков гидросистем, в которых для устранения попадания в заборный
штуцер механических частиц с большой плотностью предусматривается
некоторый невырабатываемый объем жидкости.
Помимо цилиндрических внешних насадков применяются конические
сходящиеся (конфузоры, рис. 18, г) и расходящиеся (диффузоры, рис. 18, д)
насадки. Сходящиеся насадки, обеспечрЬающие минимальные потери
давления, нашли применение в гидроусилителях типа «струйной трубки»,
а также в технике для образования пожарных и гидромониторных струй
и пр.
С точки зрения обеспечения наименьших потерь давления и экономии
мощности наилучшие результаты обеспечивают коноидальные сходящиеся
насадки (см. рис. 16, г и 18, ё). Коэффициент расхода этих насадков зависит
от угла а, с увеличением которого он повышается, достигая при а = 45°
значения \i = 0,96-^0,98.
Расходящиеся насадки (см. рис. 18, д) применяются в тех случаях, когда
требуется получить большие расходы при малых перепадах давления и
сечениях канала. Кроме того, они применяются, когда требуется преобразовать
кинетическую энергию потока в энергию пьезометрическрго давления, что
35

требуется, например, в эжекторах, диффузорах и т. п. Угол конусности .а
насадка обычно равен 14°. При более высоких углах возможен отрыв потока
жидкости от стенок насадка, в результате чего расход уменьшается.
Гидравлическая проводимость местного сопротивления. Расход жидкости
через местное гидравлическое сопротивление часто также выражается через
гидравлическую проводимость проходного сечения.
На основании уравнения (20) можем написать (поправкой на разность
скоростных давлений в контрольных точках пренебрегаем)
(21)
где
= -jz гидравлическое
сопротивление местного
сопротивления;
Км = Iя/ у -z гидравлическая проводимость рассматриваемого
местного сопротивления (гидроэлемента);
^ = и £ — коэффициенты расхода и сопротивления.
Расчет соединений местных
сопротивлений. При ламинарном потоке гидроцепи
рассчитываются аналогично электрическим
цепям.
Рг
а)
Рис. 19. Соединения местных сопротивлений:
а е=-г. последовательное; б а— параллельное
В случае последовательного соединения п сопротивлений расход жидкости
сохраняется на всех участках неизменным (Q = const), а потери давления
на этих участках суммируются, т. е. эквивалентное гидравлическое
сопротивление нескольких последовательных сопротивлений Rt равно сумме этих
сопротивлений (рис. 19, а).
Для ламинарного режима течения эти потери
где Apj — потери давления в одном сопротивлении.
Характерным примером последовательного расположения сопротивлений
является многошайбовый (пакетный) дроссель (см. рис. 77, б).
При турбулентном потоке с учетом равенства Д/?{- = RtQ% выражение для
потерь давления при последовательном соединении п сопротивлений имеет вид
где Яэкв = Jj Ri — эквивалентное гидравлическое сопротивление.
Введя по аналогии с уравнением (18) понятие эквивалентной
гидравлической проводимости Кэке — Iя/ у — ряда последовательно включенных
36

сопротивлений и учитывая, что
гидравлические потери для турбулентного режима течения можно
представить в виде
1—п ^ Л2
Арэт. г = £ bpt = -~|— ,
где
Применив последнюю зависимость к пакетному диафрагменному
(квадратичному) дросселю (см. рис. 77, б), получим (потерями на трение в камерах
корпуса дросселя пренебрегаем)
i—n
1 п
где n — количество дросселирующих шайб в пакете;
Ki = V'fi у гидравлическая проводимость одной шайбы;
Кэкв — М-Д/ce у эквивалентная гидравлическая проводимость
дросселя, состоящего из одной шайбы площадью f3Ke, потери
давления на которой при том же расходе равны потерям в
пакетном дросселе из нескольких шайб площадью ft каждая.
На основании приведенных выражений
Следовательно, суммарная площадь дросселирующих отверстий в шайбах
пакетного дросселя будет при том же расходе в ]/праз больше, чем площадь
отверстия одношайбового дросселя. К примеру, площадь отверстий в девяти-
шайбовом дросселе будет в 3 раза больше, при всех прочих равных условиях,
площади отверстия одношайбового дросселя.
С учетом приведенного расхода пакетного дросселя
где \in — эквивалентный коэффициент расхода пакетного дросселя.
При параллельном соединении гидравлических сопротивлений (рис. 19, б)
перепады давлений, характеризующие гидравлические потери в
разветвлениях, в каждой ветви одинаковые. Расходы же через каждое из
сопротивлений прямо пропорциональны площади дроссельных каналов ийи обратно
пропорциональны их сопротивлениям, а суммарный расход через все местные
сопротивления складывается из расходов в отдельных разветвлениях
(проводимости складываются). Этот расход Q и потери давления Ар при
турбулентном потоке
Ар =г р± — р2
Потери при течении в магистралях. Выражение для расчета суммарных
гидравлических потерь в магистрали, состоящей из трубопроводов и местных
37

сопротивлений, может быть, записано в виде
Представив суммарный коэффициент сопротивления всей магистрали
в виде
находим допустимую среднюю скорость потока и в магистрали с учетом этого
коэффициента:
Лм
где А/7 — допустимые (заданные технической документацией) потери
давления в магистрали.
Практически допускают для распространенных гидросистем с рабочим
давлением 150—200 кГ/см2 Ар = 2-ьб кГ/см2\ и = 10 м/сек (для напорных
и сливных линий).
Рис. 20. Расчетные схемы течения жидкости в капиллярных щелях:
а и б — плоской; в и a — кольцевой
Течение жидкости в узких (капиллярных) каналах (щелях). Течение
жидкости в капиллярных каналах представляет практический интерес в связи
с решением задач по уплотнениям гидроагрегатов.
Ввиду того, что зазор измеряется в микрометрах, режим течения
жидкости в нем преимущественно ламинарный, поэтому расчеты сопротивления
и расхода обычно производят исходя из условия ламинарности течения.
Действие подобных щелевых уплотнений основано на физических
свойствах жидкостей оказывать сопротивление течению, величина которого
определяется приведенной выше [см, формулу (4)] зависимостью Ньютона,
согласно которой касательное напряжение между двумя слоями ламинарного
потока пропорционально градиенту скорости вдоль нормали к оси потока.
На рис. 20, а и б представлена схема течения жидкости под действием
перепада давления Ар = рх — р2 между двумя неподвижными параллель-
38

ными пластинами, находящимися одна от другой на таком расстоянии, что
они образуют капиллярную щель размером s. Допуская, что распределение
скоростей в сечении между пластинами имеет параболический характер,
соответствующий ламинарному течению, и применяя рассмотренные выше
соотношения, находим выражения для перепада давления Ар и расхода Q через
подобную щель [6]:
ig£ Q = -££-. (22)
где w — ширина щели в направлении, перпендикулярном к движению
потока (см. рис. 20, а).
Заменив в выражении (22) значение w = nd, где
d — i + 2 _ средний диаметр щели, получим выражения для расчета
перепада давления и утечек через концентрическую кольцевую щель с
параллельными стенками (рис. 20, в) при ламинарном течении:
о
где s = l~ 2 — ширина щели (номинальная величина зазора);
здесь d1u d2 — диаметры цилиндра и плунжера.
Для выражения закона течения жидкости в безразмерной форме введем
понятие гидравлического- радиуса для кольцевой щели, под которым будем
понимать отношение удвоенной площади поперечного сечения потока к
смоченному периметру. Для кольцевых щелей гидравлический радиус
2/ _ 2я (4-4) ^ dt^d2
« ' 5
т. е. будет равен номинальному значению зазора s.
Выражение для Re при кольцевой концентричной щели может быть
представлено в виде
Re == — = —
V V *
Приравнивая выражения (22) и (23), а также учитывая^ что Q=fu = ndsu
и f = nds, получим коэффициент сопротивления для кольцевой
(концентричной) щели в безразмерной форме
л _ 24v _ 24
В реальных агрегатах плунжер занимает относительно цилиндра
эксцентричное положение, ввиду чего зазор а по окружности (рис. 20, г) между
ними будет переменной величиной.
Расход жидкости через эксцентричный кольцевой зазор подсчитавается
по выражению [5]
где s = г "Г 2 номинальный зазор при концентричной щели;
е = — относительный эксцентрицитет;
здесь е — эксцентрицитет;
Q — расход при соосном расположении плунжера и цилиндра.
Учитывая, что максимальный эксцентрицитет е равен номинальному
радиальному зазору s, расход жидкости при этом
п _ 2,5 Ард ds* _9rn
39

Отсюда перепад давления для максимального эксцентрицитета
"^ ~ 2,5л ds*
Изсравнения выражений (23) и (24) видно, что расход жидкости при
максимальной эксцентричности плунжера и втулки превышает в 2,5 раза расход
при концентричном их положении.
Приведенные расчеты произведены в предположении, что вязкость v
жидкости в щели постоянная, тогда как в действительности она зависит от
температуры и частично от давления жидкости, являющихся величинами,
переменными по ходу течения жидкости. Ввиду того, что изменение температуры,
а следовательно, и изменение вязкости жидкости в щели носит сложный
характер, трудно поддающийся учету при практических расчетах, в
приведенные выше выражения приближенно вводят среднее значение вязкости
где vx и v2 — вязкость масла при фактических температурах на входе в щель
и на выходе из нее.
На течение жидкости в узких (капиллярных) щелях оказывают влияние
граничные условия, определяемые в основном силами молекулярного
взаимодействия. Под воздействием сил, действующих на границе раздела жидкой
и твердой фаз, на стенках щели происходит адсорбция полярно-активных
молекул жидкости с образованием на них через некоторое время
фиксированных граничных слоев, имеющих аномальную вязкость, отличающуюся
по значению и свойствам от объемной вязкости. В частности, жидкость,
образующая этот слой, приобретает упругую прочность сдвигу.
В результате образования этого фиксированного слоя утечка жидкости
через щель будет вследствие уменьшения площади живого ее сечения
уменьшаться с течением времени пребывания щели под перепадом давления. При
некоторых же малых размерах щели утечка по истечении известного времени
может полностью прекратиться. В результате может быть достигнута полная
герметизация даже таких щелей, размеры которых в сотни раз превышают
размеры молекул рабочей жидкости и их цепочек.
Рассматриваемое явление заращивания капиллярных каналов слоями
адсорбируемых полярно-активных молекул, получившее название
облитерации щелей, сопровождается также отложением на твердых поверхностях
каналов смол, рыхлых скоплений фракций жидкости, хлопьев загрязнений
и иных активных компонентов рабочей жидкости, в частности
смолоподобных веществ коллоидного характера и связываемых ими суспензий твердых
частиц загрязнителя.
Практически толщина адсорбционных слоев масла на поверхности
твердых тел (металла), обладающих высокой упругостью формы, способной
надежно противодействовать выдавливанию масла из зазора, составляет от
одного до нескольких десятых долей микрометра. Толщина же слоя,
обусловливающего облитерацию щели, с учетом загрязнений масла, равна для
распространенных марок 4—5 мкм, в соответствии с чем полная облитерация
может наблюдаться в щелях порядка 8—10 мкм.
На рис. 21 приведены кривые утечек через щели толщиной 13 и 9 мкм
в функции времени пребывания под давлением 25 кГ/см2 в масле АМГ-10.
При смещении с места одной из поверхностей, образующих щель
(плунжера или втулки), облитеризованный слой разрушается и утечка жидкости
восстанавливается практически в первоначальном объеме, после чего процесс
повторяется.
Гидростатический подпятник. В ряде гидроагрегатов нашли применение
гидростатические опоры (подпятники) скольжения, в которых смазка
эффективна при сколь угодно малых скоростях, что существенно важно, на-
40

пример для гидромотора в период его пуска. Смазка в этих подпятниках
обеспечивается подачей в капиллярный зазор между плоскими трущимися
поверхностями подшипника жидкости под таким давлением, при котором
внешняя нагрузка уравновешивается силой давления жидкости и одна из
скользящих поверхностей всплывает, теряя при этом контакт с другой.
На рис. 22, а показана расчетная схема кольцевого гидростатического
подпятника. Для разгрузки рабочего элемента 1 в его камеру а подводится
через сверление Ь в неподвижной опорной детали 2 жидкость под
давлением /7о, усилие которой создает в зазоре между плоскими деталями 1 и 2
жидкостную прослойку, воспринимающую внешнюю нагрузку F. Расчет
подобных опор скольжения сводится в основном к определению их несущей
способности и необходимого
расхода смазывающей жидкости.
Для расчета действующих сил
применим для бесконечно малого
см3/сек
0,04
•о
\
0,013мм
v 0,009мм
0,01
О 25 50 мин
Время от начала эксперимента
Рис. 21. Зависимость утечек (расхода)
жидкости через капиллярную щель от
времени эксперимента
Рис. 22. Расчетные схемы гидростатической
пяты
элемента dr опорной поверхности на радиусе г уравнение (22) для течения
жидкости между параллельными пластинами (принимаем вязкость
жидкости постоянной и пренебрегаем центробежной силой). Подставив в него
значение w = 2яг и L = dr, получим
где Q — расход жидкости;
s — величина зазора.
Интегрируя это уравнение от г2 до г, находим давление р в зазоре на
радиусе г (при г = г2 р = 0):
При г = rt р = р0, в результате уравнения для вычисления давления р0
и расхода Q жидкости через рассматриваемую плоскую щель примут вид
(26)
6vp In ^
rl
Разделив выражение (25) на выражение (26), получим

Грузоподъемная сила F подпятника определится суммой сил давления р0
в камере a (po^rl) и переменного по радиусу г давления в зазоре s на
контактирующие поверхности:
F = ponr\+ [p-2nrdr .
Подставив р из выражения (25) в последнее выражение, получим
Подставив из уравнения (26) Q и проинтегрировав, получим выражение
для расчета грузоподъемной силы рассматриваемого кольцевого гидроста-;
тического подпятника
г2 г2
F п 2~~ 1
F
В большинстве конструкций насосов и гидромоторов гидростатические
опорные подпятники (башмаки) питаются от рабочей их среды без
применения вспомогательного источника давления. Одна из подобных опор,
применяемая в аксиальных роторно-поршневых насосах в местах сопряжений
головки поршня и наклонной шайбы, представлена на рис. 22, б. Подвод
жидкости из рабочего цилиндра насоса к скользящим сферической и плоской
поверхностям осуществляется через дроссельные осевые каналы а поршня /
и опорного башмака 2.
Этот башмак воспринимает силу рабочего давления рг жидкости в
цилиндре на поршень L Условие равновесия действующих на тело сил имеет
вид
где рх и р2.— давление в цилиндре насоса и давление в камере b
опорного башмака 2.
Расход жидкости через торцовую щель может быть вычислен для
выбранного зазора по уравнению (26) с заменой р0 на р2:
Приравнивая этот расход к расходу через осевой канал а в поршне,
вычисляемому по уравнению (13), получим уравнение для определения
диаметра d отверстия
(Pi — Р2) & _
128L ~~ 61пг2/
i — Pa)
Гидравлический удар
В связи с применением высоких скоростей течения жидкостей в
трубопроводах гидросистем (в ряде случаев эти скорости достигают 30 м/сек) и
распространением в них быстродействующих распределительных устройств
(скорости переключения доведены до тысячных долей секунды) важное значение
приобретают вопросы, связанные с гидравлическим ударом, при котором
42

забросы давления могут в несколько (три и более) раз превышать
номинальное рабочее давление в гидросистеме. Подобные забросы снижают ресурс
работы гидроагрегатов и трубопроводов, а в отдельных случаях могут вызвать
их разрушение.
Гидравлическим ударом в общем случае называют колебания давления,
сопровождающие всякий переходный процесс (неустановившийся режим
течения) в жидкости от одного режима к другому, обусловленный, к примеру,
пуском и остановкой гидромеханизма или иным изменением режима его
работы.
Гидравлический удар обусловлен сжимаемостью жидкости и упругой
деформацией трубопровода, а также распределенностью массы жидкости по
длине трубопровода.
Из всего многообразия возможных возмущений, вызывающих
гидравлический удар, наибольший практический интерес представляют возмущения,
вызванные скачкообразным изменением скорости потока и давления
жидкости.
Изменение (снижение) скорости потока, сопровождающееся
гидравлическим ударом, вызывается в основном перекрытием каналов (магистралей)
гидросистемы в процессе распределения и регулирования расхода жидкости
аппаратурой гидросистемы. Так, например, испытания показали, что при
переключении распределителей с положительным перекрытием и клапанной
разгрузкой насоса забросы при рабочих давлениях 100 кГ/см2 достигали
250 кГ/см2.
Расчет ударного повышения (заброса) давления производят, используя
уравнение живых сил, согласно которому кинетическая энергия движущейся
жидкости преобразуется в работу деформации стенок трубы и сжатия
жидкости. Для случая мгновенного и полного перекрытия прямолинейного
простого трубопровода, заполненного движущейся жидкостью, ударное
повышение давления может быть вычислено по известному уравнению Н. Е.
Жуковского [12]
Д/?/г = риоа, - (27)
где р и а — плотность жидкости и скорость ударной волны;
и0 — начальная скорость движения жидкости в трубопроводе (до
начала перекрытия трубопровода).
Гидравлический удар сопровождается волновым процессом в
трубопроводе с наложением ударных волн, при котором колебания (пульсации)
давления повторяются до тех пор, пока начальная кинетическая энергия не
будет поглощена трением (преобразована в теплоту).
Предыдущее выражение будет справедливо, если перекрытие
трубопровода произошло «мгновенно», т. е. для случая, когда время t перекрытия
меньше фазы удара т, под которой понимается время пробега ударной волной
двойной длины рассматриваемого участка трубопровода (от перекрывной
задвижки до источника расхода и обратно):
t<t=^> (28)
где L — длина рассматриваемого участка трубопровода.
При этом условии перекрытие трубопровода заканчивается до того, как
обратная ударная волна, отраженная от источника расхода (насоса,
аккумулятора и пр.), вернется к задвижке. Гидравлический удар для этого случая
определится полной потерей жидкостью скорости, в соответствии с чем заброс
давления будет максимальным. Гидравлический удар в этом случае принято
называть полным или прямым.
Из сказанного вытекает, что заброс давления при прямом гидравлическом
ударе достигнет предельного значения лишь на том участке трубопровода,
считая от задвижки, по которому успеет распространиться- прямая волна,
43

возникающая в момент полного закрытия задвижки, до встречи ее с обратной
волной, отраженной от источника расхода.
Из уравнения (28) следует, что максимально возможное для
возникновения прямого гидравлического удара время перекрытия трубопровода
2L
Предельное ударное давление, равное ударному давлению при
мгновенном перекрытии трубопровода, будет наблюдаться при этом значении t лишь
у самой задвижки. В остальных же сечениях по мере приближения к
источнику расхода (аккумулятору) давление снижается до давления в последнем.
При условии
2L
т. е. при более медленном, чем приведено выше, перекрытии трубопровода,
ударное повышение давления определится лишь той частью начальной
скорости жидкости Аи = и0 — и, которая будет потеряна за время, равное
периоду т трубопровода. При этом условии обратная ударная волна, отра-с
зившись от источника расхода, возвратится к задвижке раньше, чем
трубопровод будет полностью перекрыт. Подобный удар принято называть
непрямым или неполным.
Ударное повышение давления в этом случае определится выражением
Арн = рАиа,
где Аи -= и0 — и — уменьшение скорости жидкости в трубе, вызванное
частичным перекрытием ее краном за время, равное
периоду т трубопровода;
здесь и0 — начальная скорость движения жидкости (скорость до
начала перекрытия трубопровода);
и — измененная скорость жидкости (скорость к моменту
прихода к задвижке обратной ударной волны,
отраженной от источника расхода).
Допустив, что изменение скорости потока в трубопроводе протекает
равномерно, расчетную потерю скорости Аи за время т можно приближенно
вычислить по выражению
Заброс давления Арн при непрямом (неполном) ударе (t > т) может быть
вычислен также по выражению
Ар* = -7" Ар».
С учетом предыдущих уравнений последняя зависимость может быть
представлена в виде
Арк = -^. (29)
Скорость ударной волны. Входящая в приведенные выражения
скорость а ударной волны в упругой жидкости, заключенной в трубопровод
с упругими стенками (Е Ф со), определяется по уравнению Н. Е.
Жуковского [12]
У Р\Т + ~ЁГ) У 1+
(30)
\ ) У ~ЕГ
44

где р — плотность жидкости;
К — объемный модуль упругости жидкости (для деаэрированного
минерального масла К = 1,6-104 кГ/см2);
d и s — внутренний диаметр и толщина стенки трубопровода;
Е — модуль упругости мatepиaлa трубы (для трубопровода из стали
1Х18К9Т Е = 2-106 кГ/см2).
В соответствии с этим выражение (27) для вычисления ударного давления
в упругом трубопроводе (Е Ф со) при полном (прямом) ударе будет
представлено в виде
V >(++■*)
Es
Для трубопровода с абсолютйо жесткими стенками (Е = со) скорость
распространения ударной волны равна скорости распространения звука
в данной жидкой среде с плотностью р и объемным модулем
упругости К:
Эта скорость для деаэрированного минерального масла а = 1320-ь
-г-1440 м/сек, для применяющейся в гидросистемах масляной смеси АМГ-10
при t = 20° С а = 1290 м/сек.
При наличии в масле нерастворенного воздуха в формуле (30)
подставляется вместо объемного модуля упругости жидкости приведенный объемный
Модуль упругости смеси жидкости с воздухом. В соответствии с этим
скорость ударной волны, а следовательно, и ударное давление в этом случае
будет ниже, чем при деаэрированной жидкости. Это обусловлено тем,
что при наличии в жидкости нерастворенного воздуха последний, сжимаясь
при повышении давления, допускает некоторое перемещение жидкости и
тем самым понижает период т (фазу удара) трубопровода.
Гидравлический удар в отводах. Повышение давления при
гидравлическом ударе в какой-либо ветви гидросистемы вызывает гидравлический
удар во всех отводах от нее и в особенности в тупиковых.
Это обусловлено тем, что давление, возникшее в трубопроводе при
гидравлическом ударе, распространяясь по отводу, способствует вследствие
деформации его стенок и жидкости движению последней к тупику. В результате
создаются аналогичные условия для развития волнового процесса, что и
в случае перекрытия трубопровода с движущейся жидкостью.
Аналогичный гидравлический удар наблюдается также при мгновенных
(скачкообразных) подключениях тупиковых магистралей или иных жестких
емкостей, заполненных жидкостью, к источнику более высокого давления
(к рабочей магистрали гидросистемы, пневмогидравлическому аккумулятору
и пр.).
В этом случае, если время t открытия крана при подключении
тупикового трубопровода меньше периода т трубопровода, то давление,
развивающееся в результате гидравлического удара в тупике, превышает
возмущающее давление (давление перед краном) практически в 2 раза.
Гидравлический удар в тупиковом отводе имеет большое практическое
значение, поскольку любая из недействующих в какой-либо момент
магистралей разветвленного напорного трубопровода может рассматриваться как
тупиковый отвод, затвор в котором создается присоединенным на его конце
каким-либо агрегатом, перекрывающим этот отвод. К таким тупиковым
отводам относятся также магистрали подсоединения различных измерительных
и контрольных приборов: манометров, индикаторов и пр.
45

Способы снижения ударного давления. Смягчить гидравлический
удар можно либо увеличением времени t переключения распределителя
1 (перекрытия трубопровода) до
либо уменьшением т, осуществляемым обычно с помощью различных
компенсаторов (гасителей) удара.
Регулирование времени переключения распределителя обычно
осуществляется дроссельными реле, при применении которых можно обеспечить
требуемое для безударного переключения время t.
Схема одного из подобных реле, предназначенного для плавного
выравнивания давления при мгновенном соединении двух магистралей с помощью
быстродействующего пе-
5 а рекрывного крана
(задвижки) S, установленного
на выходе из реле,
приведена на рис. 23.
Реле состоит из
дроссельного плунжерного
клапана <?, в котором
размещен обратный клапан 2,
и дозировочного поршня
4, нагружаемого
пружиной 5.
Положение подвижных
частей реле,
представленное на рис. 23, а,
соответствует открытию перекрыв-
ного крана 8. Плунжерный
клапан 3 под действием
создавшегося перепада
давления Д/? = рг — р 2 во
входном и выходном
каналах перемещается вправо,
открывая проходную щель,
образованную конусной
частью клапана 3 и
корпусом реле, через которую
жидкость поступает к
выходному каналу и далее к
крану <?.
В начальной стадии перемещения* клапана 3 сечение проходной щели,
а следовательно, и расход жидкости через нее близки к нулю, и"лишь после
прохода им некоторого заданного пути сечение щели и расход жидкости
плавно достигают требуемого (расчетного) значения.
В конечном (крайне правом) положении клапана 3 сопротивление реле
потоку жидкости определяется лишь усилием возвратной пружины 5.
Скорость открытия клапана 3 и соответственно скорость повышения
расхода через образующуюся при этом расходную щель определяется пр|* прочих
равных условиях скоростью перемещения поршня 4 дозировочного
устройства, задаваемой сопротивлением дросселя 7, через который вытесняется
жидкость из камеры а при перемещении поршня 4.
Положение, представленное на рис. 23, б, соответствует перекрытию
трубопровода краном. Течение жидкости во входном и выходном каналах реле
прекращается, а подвижные его части (клапан 3 и поршень 4) под действием
возвратной пружины 5 перемещаются в исходные положения. Для ускоре-
46
Рис. 23. Схемы гасителя гидравлического удара

ния этого процесса предусмотрен обратный (запорный) клапан 6, через
который жидкость перетекает параллельно с расходом через дроссель 7 в
правую полость камеры а поршня 4, обеспечивая ускоренное перемещение его
в исходное положение (влево).
При изменении направления потока жидкости (рис. 23, в) реле работает
в качестве подпорного клапана, сопротивление (подпор) которого
определяется усилием пружины /, нагружающим запор клапана 2.
Очевидно, путем выбора соответствующего сопротивления дросселя 7 и
угла конусной части клапана 3 можно обеспечить требуемое время
соединения входной и выходной магистралей, а следовательно, обеспечить плавное
выравнивание давления в этих магистралях.
Требуемое время t закрытия (или открытия) задвижки, при котором будет
обеспечен заданный заброс давления Д/^, может быть определено из
выражения (29).
Практика показывает, что безударность соединения магистралей с
перепадом давления 220 кГ/см2 надежно обеспечивается при t ^ 0,1 сек.
а) 6) е) г)
Рис. 24. Схемы компенсаторов гидравлического удара
Компенсаторы гидравлического удара. Компенсатор (гаситель)
гидравлического удара обычно представляет собой соединенный с трубопроводом
сосуд той или иной формы (рис. 24) с упругим элементом. Снижение
компенсатором ударного давления происходит в результате поглощения при
деформации его упругого элемента некоторой части энергии ударной волны,
поступающей в компенсатор в виде потока жидкости, соответствующего
приращению скорости в ударной волне над начальной скоростью.
Распространены поршневые компенсаторы с пружинным (рис. 24, а)
и газовыми (рис. 24, б) упругими элементами.
Давление зарядки газом газового компенсатора (рис. 24, б) обычно
выбирается равным (или несколько выше) максимальному рабочему давлению
в гидросистеме.
Компенсатор к рабочей магистрали гидросистемы присоединяют
трубкой возможно малой длины и максимального сечения, что диктуется
влиянием на динамический процесс присоединенной (приведенной) массы
жидкости.
Это влияние обусловлено тем, что инерционное давление /?, возникающее
при нестационарном движении жидкости, повышается пропорционально
увеличению длины L разгона элементарной частицы жидкости:
г du
где
da
dt
dt
ускорение частицы жидкости.
Расчеты времени срабатывания (быстродействия) подобной системы
показывают, что влияние приведенной массы жидкости во многих случаях (при
длинном присоединительном трубопроводе и малом его диаметре) значительно
(в 5—6 раз) преобладает над влиянием массы подвижных механических
47

частей компенсатора (поршня и пр.). Увеличение в 2 раза диаметра
трубопровода сопровождается уменьшением в 4 раза приведенной массы жидкости.
Приведенная масса жидкости применительно к цилиндрическому
компенсатору /D
где m — масса жидкости;
Dud — диаметр цилиндра компенсатора и присоединительного
трубопровода.
Недостатком поршневых компенсаторов является большая
инерционность, обусловленная массой поршня, а также наличие трения в цилиндре.
В результате этого, а также из-за инерционности упругого столба жидкости
в трубопроводе, соединяющем жидкостный резервуар компенсатора с
рабочей магистралью гидросистемы и со сливом, поршень компенсатора может
начать (вследствие действия ударной волны или пульсации давления в
системе) колебаться, что может привести к асинхронному по отношению к
действию ударной волны изменению знака направления движения жидкости в этом
канале (к появлению «отрицательной» скорости). При этом давление в
присоединительном трубопроводе может превысить давления ударной волны
в защищаемой магистрали, в результате чего подобный компенсатор не только
не будет поглощать энергию волны, а усугублять ее действие, что приведет
к увеличению забросов давления.
Для уменьшения инерционности подвижного элемента компенсатора
жидкостную и газовую среду разделяют эластичной резиновой мембраной
(рис. 24, в). Вместимость выбирают из условий равенства работы сжатия газа
в компенсаторе и кинетической энергии жидкости, протекающей по
трубопроводу. Практически вместимость газовой полости обычно составляет 200—
250 см3.
Для ограничения ударного давления применяют также
предохранительные клапаны (рис. 24, г). Для повышения эффективности клапана необходимо
уменьшать инерционность подвижных элементов клапана и жидкости,
которая зависит от массы подвижных частей клапана, а также сечения и длины
трубопроводов, с помощью которых клапан присоединяется к рабочей
магистрали, а также дренажного трубопровода, соединяющего клапан с баком.
Очевидно, наиболее эффективной при всех прочих равных условиях будет
установка клапана непосредственно на рабочей магистрали со сбросом
жидкости в сливной трубопровод большого сечения.
Для гашения гидравлического удара пригодны лишь клапаны прямого
действия (рис. 88), а не двухступенчатые клапаны (клапаны с серводей-
ствием), которые отличаются от первых более длительной паузой
(задержкой) между подачей сигнала давления и открытием основного
(сбрасывающего) клапана, обусловленной двухступенчатостью действия и
инерционностью жидкости в каналах малых сечений.
Гидродинамическое давление струи жидкости на стенку. Практический
интерес, в частности при расчетах распределителей типа сопло—заслонка,
представляет сила давления потока жидкости, вытекающей из сопла на
преграду (стенку), расположенную на пути потока (рис. 25).
Реакция струи жидкости на стенку в заданном направлении измеряется
проекцией на это направление изменения количества движения. Усилие
воздействия потока на плоскую неподвижную стенку диаметром больше шести
диаметров сечения струи, расположенную перпендикулярно к направлению
потока, будет равно на основании теоремы механики о количестве движения
секундному импульсу силы:
Р = mu — Qup,
где т и Q — массовый и объемный расход жидкости;
и — средняя скорость потока жидкости.
48

Принимая во внимание, что
можем написать
Р = puQ = рош2,
где р — плотность жидкости;
со — поперечное сечение потока.
Фактическое усилие зависит от расстояния х между" срезом сопла и
стенкой, уменьшаясь при удалении насадка от преграды. Последнее обусловлено
рассеиванием энергии струи.
Рис. 25. Схемы действия потока жидкости на стенки (заслонки)
При неподвижной установке стенки под углом 0 к направлению потока
(см. рис. 25, б) это усилие
Р2 = Qpu sint0; P = Qpu sin2 0; Рг = Qpu sin 0 cos 0.
Если стенка перемещается в том же направлении, что и струя, со
скоростью v, то скорость встречи струи со стенкой уменьшится в отношении
и — v
В соответствии с этим для первого случая расположения стенки
(см. рис. 25, а)
Скоростью v перемещения стенки обычно пренебрегают ввиду ее
относительной малости.
Для случая воздействия струи на криволинейную пластину (полусферу)
сравнительно небольших размеров (принимаем скорость обтекания равной
скорости у выхода из сопла) рассматриваемое усилие (рис. 24, в)
Р = pQu (1 — cos a).
При тупом угле а (рис. 24, г), равном 180 —аъ
Р = pQu (1 + cosax).
С увеличением угла а давление струи на стенку возрастает, достигая при
полном повороте струи (а = 180° и ах = 0)
Р = 2pQu.
49

г п д п д тт ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ
1 лаба 11 МЕХАНИЗМЫ
В качестве исполнительных механизмов (гидродвигателей) применяются
силовые цилиндры, служащие для осуществления возвратно-поступательных
прямолинейных и поворотных перемещений, а также гидромоторы
непрерывного вращательного движения, преобразующие энергию потока
жидкости соответственно в прямолинейное поступательное, поворотное
вращательное перемещение выходного штока (вала).
МЕХАНИЗМЫ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ
В качестве исполнительных механизмов прямолинейного движения
применяются преимущественно силовые цилиндры (см. рис. 3, а).
На рис. 26 приведены схемы цилиндров двух основных типов:
двустороннего (а и б) и одностороннего (в) действия; поршень (скалка) последнего
цилиндра совершает обратный ход под действием пружины или
внешних сил.
Движущее усилие Р на штоке цилиндра и скорбеть v его перемещения
без учета потерь на трение, противодавления и утечек жидкости определяют
по формулам
Р^р/и * = J-, (31)
где / — рабочая площадь поршня;
Q — объемный расход жидкости;
рабочая площадь поршня для цилиндра,
представленного на рис. 26, а при подводе жидкости в
полость, противоположную штоку;
f = п{< "~~—) рабочая площадь поршня для цилиндра,
представленного на рис. 26, а, при подводе жидкости в
полость со стороны штока и для цилиндра,
представленного на рис. 26, б\
здесь D и d — диаметры поршня и штока.
Для цилиндра одностороннего действия (рис. 26, в) рабочей площадью
является площадь сечения штока (скалки)
Эти цилиндры просты в изготовлении, поскольку обработке подлежит
лишь поверхность d буксы под шток (скалку) и отпадает необходимость
в обработке зеркала внутренней поверхности цилиндра.
50

Если цилиндр с односторонним штоком включить в гидросистему так,
чтобы штоковая его полость была постоянно подключена к нагнетательной
магистрали, а противоположная полость попеременно либо к этой
магистрали, либо к сливной (рис. 26, г), то представится возможным
осуществить как равные скорости при прямом и обратном ходах, так и разные.
При соединении левой полости с баком поршень под действием постоянно
действующих сил давления жидкости в правой полости будет перемещаться
влево, при соединении ее с нагнетательной магистралью поршень
вследствие разности рабочих площадей будет перемещаться вправо.
Рис. 26. Типы силовых цилиндров
Из рис. 26, г видно, что при
площадь штока будет в 2 раза меньше площади цилиндра. Рабочие
площади при движении поршня в обе стороны в этом случае будут равны и
определяться из выражения
f__ пР2 я (Р2 — <*2) _ лЛ2
/ —~1 -4 ""4 е
В соответствии с этим скорости поршня и развиваемое им усилие при
ходе в обе стороны будут также равны.
При d + DlV~^ рабочая площадь равна:
f = л:(Л2--^2) при движении поршня влево;
rrd2
f = -j при движении поршня вправо.
При d > D/V~2 получим большие скорости обратного хода (влево)
и большие усилия прямого рабочего хода (вправо).
На рис. 27 представлена аналогичная схема постоянного питания одной
из полостей цилиндра путем подключения к ней гидрогазового аккумуля^-
тора. Насос в этой схеме соединен через распределитель 1 со штоковой
(левой) полостью силового цилиндра 2, а аккумулятор 3 — с
противоположной (правой) полостью. При подводе через распределитель /
жидкости от насоса в левую полость цилиндра 2, что соответствует рабочему
его ходу, поршень перемещается вправо и вытесняет жидкость из правой
51

полости в аккумулятор 3. При соединении же левой полости цилиндра с
баком (при положении распределителя, показанном справа) поршень под
давлением жидкости, поступающей из аккумулятора 3 в правую полость
цилиндра 2, перемещается влево (обратный ход поршня).
При питании левой полости цилиндра жидкостью под давлением рн
усилие, развиваемое поршнем,
^-Г^ — йЧРн — и'Рак,
(32)
где
рн — давление питания (нагнетания);
Рак — давление в аккумуляторе;
D и d — диаметры цилиндра и штока.
4 4 При питании цилиндра
аккумулятором усилие (давлением слива
пренебрегаем)
Р = ^ Рак- (33)
Скорость поршня при прямом ходе
(при питании насосом) определится
vn ^ тгт2^-И2\ > (34)
\ 2
Газ
V////
Рис. 27. Схема питания силового ци- vn — л ф2 ^2) >
линдра гидрогазовым аккумулятором
где QH — подача насоса.
Поскольку энергия аккумулятора может быть использована в течение
короткого времени, обратный ход поршня может быть совершен в столь
короткое время, как это допустимо для данного случая применения
гидросистемы.
Поскольку давление рак в аккумуляторе в течение хода поршня
вследствие изменения газрвого объема при вытеснении жидкости из правой полости
Рис. 28. Силовой цилиндр, снабженный распределителем
с отрицательным перекрытием (а), и схема включения такого
цилиндра в гидросистему (б)
цилиндра (при ходе поршня вправо) и питании (при ходе поршня влево)
будет переменным, при расчете рак следует принимать максимальное его
значение рактах при прямом (насосном) ходе поршня цилиндра 2 согласно
выражению (32) и минимальное рак mm — при обратном ходе согласно
выражению (33).
Ускоренные перемещения поршня силового цилиндра с односторонним
штоком можно обеспечить путем соединения обеих полостей цилиндра с
односторонним штоком. На рис. 28, а представлена одна из схем такой системы,
снабженная распределительным золотником с отрицательным перекрытием
52

(h << t) в среднем положении (см. также рис. 44). В крайних (левом и правом)
положениях плунжера золотника жидкость, поступающая от насоса,
направляется соответственно в правую или левую полость силового цилиндра /,
обеспечивая скорость перемещения его поршня 2, соответствующую рабочему
сечению этих полостей [см. выражение (31)]. В среднем же положении
плунжера каналы, ведущие в бак, блокируются (перекрываются), а обе полости
цилиндра 1 соединяются между собой и с каналом насоса через щель
отрицательного перекрытия золотника, ввиду чего давления жидкости в них
будут равны (гидравлическим сопротивлением пренебрегаем). В результате
поршень 2 под действием неуравновешенного вследствие разности рабочих
площадей действия на него давления жидкости перемещается вправо.
Поскольку жидкость, вытесняемая при этом из правой полости цилиндра,
поступает в левую его полость, скорость поршня vn определится подачей QH
насоса и подачей, вытесняемой из правой полости цилиндра Q4w
Усилие, развиваемое на поршне,
\ 4 н ! 4 ™ — 4 ^н*
В соответствии с этим рабочей (нескомпенсированной) площадью поршня
в этой схеме является площадь сечения штока
Следовательно,- скорость поршня в этом случае
Ян 4 QH
В системах автоматики указанное соединение полостей силового
цилиндра на требуемой части хода его поршня обычно осуществляется с
помощью дополнительного трехходового распределителя * (переключателя),
управляемого каким-либо внешним устройством (упором или
электропереключателем). На рис. 28, б показана схема системы с подобным
дополнительным распределителем 3 и кулачком 2, установленным на штоке цилиндра L
Левая полость цилиндра соединена через основной распределитель 4 с
нагнетанием, а правая через дополнительный — со сливом, в результате
поршень цилиндра перемещается вправо со скоростью, соответствующей рабочей
его площади со стороны нагнетания. Однако после того, как
перемещающийся шток утопит с помощью установленного на нем кулачка
плунжер распределителя 3, левая и правая полости цилиндра соединяются
между собой и с нагнетанием, в результате поршень будет перемещаться
в том же направлении, но со скоростью, определяемой сечением его штока.
По прекращении действия упора на плунжер распределителя он вновь
переместится с помощью пружины в исходное верхнее положение (изображенное
на рис. 28, б), при этом полости цилиндров вновь отделятся друг от друга.
Рассмотренное соединение применяется в системах, в которых требуется
обеспечить, например, ускоренный подвод режущего инструмента к
обрабатываемому изделию. Путем установки на штоке цилиндра нескольких упоров
представляется возможным получить чередование замедленных и ускоренных
перемещений штока, необходимость в котором возникает, например, при
расточке многостенных деталей.
Применяются также силовые цилиндры сложных схем (со ступенчатым
поршнем, телескопические цилиндры и пр.).
На рис. 29, а изображена схема цилиндра со ступенчатым поршнем,
с помощью которого можно получить несколько скоростей.
53

При подаче жидкости QH с давлением рн в канал а получим
максимальную скорость
Vt =■
и минимальное усилие
при подводе жидкости в канал Ъ получим среднюю скорость
3t(D2 — d*)
Рис. 29. Силовой цилиндр со ступенчатым
поршнем (а) и схема питания такого ^
цилиндра (б) '
и усилие
При одновременной подаче в каналы аи b получим минимальную скорость
и максимальное усилие
Р -
Скорость обратного хода (при подаче жидкости в канал с) и усилие:
Схема питания такого цилиндра показана на рис. 29, б.
Механизмы с гибкими разделителями
Для осуществления малых прямолинейных перемещений при небольших
усилиях применяют исполнительные механизмы (гидродвигатели) с
эластичными разделителями в виде плоских .(рис. 30, а) или фигурных (рис. 30, б
и в) резино-тканевых мембран. С помощью этих мембран можно обеспечить
полную герметичность соединения и одновременно малое трение, благодаря
чему мембранные механизмы нашли применение как в гидро-, так и в пневмо-
системах при небольших (5—10 кГ/см2) давлениях.
Плоская мембрана (см. рис. 30, а) отличается простотой, однако
эффективная ее площадь изменяется при перемещениях центра более интенсивно,
чем эффективная площадь мембран с фигурной упругой частью (см. рис. 30, б
и в). Кроме того, плоская мембрана допускает значительно меньший ход
центра в сравнении с фигурными, которые допускают некоторый прогиб
мембраны без растяжения ткани.
54

На рис. 31 представлена схема привода с тарельчатой мембраной,
начальная форма которой показана штриховыми линиями. Под действием
нагрузки F и сил давления мембрана приняла форму, показанную на схеме.
Максимальный ход,тарельчатых мембран (см. рис. 30, в) примерно равен
двойной их высоте Л. Максимальный ход гофрированных диафрагм мембран
(см. рис. 30, б) равен примерно ширине а зига
или двойной его высоте fe. Ход плоских
мембран (см. рис. 30, а) не должен превышать
7—10% диаметра D окружности их заделки.
Мембранный гидравлический
(пневматический) исполнительный механизм представляет
собой защемленное по периферии эластичное
кольцо 6, с центром которого связана нагрузка
(см. рис. 31). Как правило, это кольцо имеет
жесткий центр, диаметр d которого составляет
0,75—0,85 диаметра D защемления кольца в
корпусе.
В гидропневмоавтоматике распространены
также металлические гофрированные мембраны
(из бериллиевой бронзы или хромоникелевого
сплава) симметричного (см. рис. 32, а) и
несимметричного (рис. 32, б) типов.
Симметричная мембрана получена путем сварки двух
несимметричных мембран.
Деформация таких мембран является
функцией перепада давления Ар = рг—р2 и
внешней нагрузки F. Деформация составляет до 5%
для мембран симметричного и 2—3% от диаметра
заделки для мембран несимметричного типов.
На рис. 32, в приведены кривые зависимости
х = f (р) для симметричного и на рис. 32, г -— для несимметричного типов
мембран, которые показывают, что характеристики имеют некоторый
практически линейный участок АВ.
Усилие на центре мембраны. Важным параметром мембранного
устройства является эффективная площадь мембраны, которая определяет разви-
' 6)
Рис. 30. Схемы:
а — исполнительного механизма
мембранного типа; б и в—мембран
Рис. 31. Схема исполнительного механизма с резино-тканевой
мембраной
ваемое на центре мембраны усилие в направлении, перпендикулярном к
плоскости ее защемления. Под эффективной площадью мембраны в общем случае
понимают такую площадь, которая будучи умноженной на перепад давления,
действующий на мембрану, определяет усилие, развиваемое на ее центре.
Очевидно, такое определение не вскрывает физического смысла эффективной
55

площади, поскольку на самой мембране отсутствует фигура, геометрическая
площадь которой определила бы ее эффективную площадь.
Эффективная площадь зависит как от конструктивных параметров, так
и от ряда прочих факторов (хода центра мембраны и жесткости ее материала,
D
"MHtttttttMtttF
а)
Рис. 32. Металлические мембраны (а и б) и их характеристики (в и г)
перепада давления и пр.), определение влияния которых обычно
затруднительно. Ввиду этого эффективную площадь рассчитывают при малых
(близких к нулевому) прогибах по приближенным формулам с последующей
экспериментальной проверкой.
Наиболее простым является
исполнительный механизм, в котором мембрана не имеет
жесткого центра. Расчетная схема такого
механизма показана на рис. 33, а. Площадь
поверхности S мембраны можно условно
разбить на ряд элементарных
равнобедренных треугольников с вершинами в центре
мембраны и основаниями у контура их
закрепления. При этом можно допустить, что
равнодействующая сила давления рабочей
среды на каждый треугольник приложена на
расстоянии р, равном V3 высоты R
треугольника от основания. Соответственно опорная
реакция элементарного треугольника
площадью So будет обратно пропорциональна
расстоянию от опоры до точки
приложения равнодействующей. Очевидно, что сумма
опорных- реакций при таком допущении будет
примерно равна 2/3pS у контура защемления
и 1/3pS в центре мембраны.
В соответствии с этим усилие F давления
рабочей среды, передаваемое на центр такой
мембраны,, закрепленной по внешнему кон-
Рис. 33. Расч-етные схемы плоской ту?У' ПРИ Расположении ее в плоскости (при
мембраны нулевом прогибе)
где
S =
56
перепад давлений, действующих на мембрану;
общая площадь мембраны по диаметру D закрепления
контура в корпусе.

В соответствии с этим эффективная площадь S^ мембраны, не имеющей
жесткого центра,
. о . F 1 о nD2
^^ — р — 3 12 *
Остальная часть площади мембраны, равная разности
nD2 nD2 nD2
с
О
12
в передаче усилия на центральную опору не участвует.
В приведенном расчете мы пренебрегли жесткостью материала мембраны.
Усилие мембраны, имеющей жесткий центр. Для увеличения полезного
усилия мембраны в ее центре устанавливают жесткую опору (центр) а
диаметром d (рис. 33, б).
Расчет полезного усилия и эффективной площади самого мембранного
полотна производится и в этом случае в предположении, что мембранное
полотно обладает совершенной эластичностью, а прогиб мембраны равен
нулю.
Выделим на рабочей поверхности плоского мембранного кольца
элементарную кольцевую площадку dS = 2зхр ф, удаленную от центра мембраны
на расстояние р. Усилие от действия давления р (противодавлением
пренебрегаем) на эту элементарную площадку
dF = dSp = 2ярр ф
будет передаваться на подвижный в осевом направлении жесткий центр
и неподвижные шайбы наружного защемления мембранного кольца в
отношении, обратно пропорциональном расстояниям т и п от мест защемления
кольца до рассматриваемой элементарной площадки.
В этом случае элементарное усилие dF, передаваемое на жесткий центр а%
где г и R — радиус жесткого центра и радиус окружности защемления
мембранного кольца в корпусе.
В соответствии с этим усилие F19 передаваемое на жесткий центр от
рабочего (кольцевого) участка мембранного полотна (без учета площади
жесткого центра),
После интегрирования
г. _ 2пр \ ( R* Rr* \ /i?3 г3
Заменив
D d
—— тт f __
2 2
и преобразовав, получим
F _ пр ( D2 , Dd d* \
Давление р будет также действовать на жесткий центр площадью S2,
развивая силу
3rd2

Полное усилие F, развиваемое мембраной при принятых условиях
нулевого прогиба,
F = F -4- F
г г1 т г 2.
Подставив значения Fx и F2 к преобразовав, получим
(35)
Влияние перемещения жесткого центра (прогиба мембраны) на
эффективную площадь. Приведенный расчет произведен в предположении, что
мембрана находится в
среднем положении (имеет
пренебрежимо малый прогиб),
т. е. в предположении того,
что плоскость заделки
мембраны в жестком центре
совпадает с плоскостью заделки
ее по внешнему периметру
(см. рис. 33, б и 34, а). Для
этого расчетного случая в
уравнение рабочего усилия
(35) прогиб мембраны не
входит.
Однако фактическое рабо
чее усилие мембраны
изменяется с ее прогибом, т. е.
статическая характеристика
мембраны имеет вид
F = t M.
где х — прогиб мембраны.
Ввиду этого при
перемещении жесткого центра из
среднего (нейтрального)
положения усилие, равиваемое
мембраной, изменяется.
Эффективная площадь Бэф
мембраны, от которой
зависит развиваемое ею усилие,
Рис. 34. Схема действия мембранного исполнительного
механизма
слагается, согласно вышеизложенному, из двух частей:
где Sx и S2 — эффективная площадь участка провисания мембранного
полотна и жесткого центра.
Поскольку площадь S2 жесткого центра остается при перемещении этого
центра в осевом направлении постоянной, все изменения эффективной
площади при смещении жесткого центра мембраны вызываются лишь
изменением эффективной площади Sx участка провисания самого мембранного
полотна.
Вывод уравнений характеристики мембраны с учетом ее прогиба требует
рассмотрения сложной пространственной задачи, ввиду чего в практике
ограничиваются приближенными соотношениями и опытными данными.
В частности, эффективную площадь S^ мембраны можно вычислить по
объему V вытесняемой ею жидкости при переходе мембраны под действием
нагрузки F из положения а, изображенного на рис. 31 штриховой линией,
58

в положение b:
S = —
где х — ход шайбы мембраны, измеренный по ее оси.
Если располагаем текущим усилием F, развиваемым мембраной, и
давлением жидкости р, то текущая эффективная площадь мембраны
S90 = F/p.
Указанное изменение эффективной площади при перемещении жесткого
центра обусловлено изменением формы участка свободного провисания
мембранного полотна. Поскольку линия провисания полотна определяется
в основном механическими свойствами материала, из которого оно
изготовлено, эта линия для различных материалов будет при всех прочих равных
условиях различной.
Практически считают, что эффективная площадь мембраны определяется
площадью окружности диаметром Оэфу проведенной по вершине кривой
провисания (прогиба) мембранного полотна (рис. 34, а):
Оа/Л = л •
Опыты показывают, что гофрированные мембраны (см. рис. 30) сохраняют
линейность характеристики S9(p = / (х) в более значительных пределах хода,
чем плоские. Наиболее рациональной формой гофра является тарельчатая
(см. рис. 30, в), мембраны этой формы из прорезиненных саржевых тканей
обладают хорошей линейной характеристикой и малым гистерезисом.
При небольшой толщине полотна (0,25—0,3 мм) гистерезис этих
мембран не превышает 2—3% диапазона изменения эффективной площади.
При нейтральном положении жесткого центра мембраны эффективная
площадь не зависит от формы гофра и перепада давления и определяется (без
учета вытяжки материала) по уравнению (35).
При смещении же жесткого центра из нейтрального положения (рис. 34, б)
наблюдается изменение эффективной площади, обусловленное давлением,
которое будет тем больше, чем больше смещение х. Из рис. 34, б следует, что
предельно возможное смещение х жесткого центра из нейтрального
положения (без учета вытяжки материала полотна)
~ ± V 1 \
-d
где I — длина дуги гофра а (см. рис. 34, а).
При этом значении хтах эффективная площадь мембраны и соответственно
усилие на ее жестком центре будут равны нулю. Очевидно, при перемещениях
жесткого центра, близких к указанному, расчет по приведенной формуле (35)
дает значительные погрешности.
Уменьшение при смещении жесткого центра усилия, развиваемого
мембраной, обусловлено изменением эффективной площади упругого кольца,
а также тем, что по мере увеличения прогиба мембранного полотна оно
упруго деформируется, на что расходуется часть усилия, развиваемого
давлением среды, соответствующая вертикальной составляющей силы натяжения
мембранного полотна.
Это в первую очередь касается плоских мембран (см. рис. 33), ввиду
чего при расчете их по формуле (35) вводят поправочный коэффициент k.
При этом расчетная формула приобретает вид
где k = ~ коэффициент;
здесь Sd и S — действительная и расчетная эффективная площадь мембраны.
59

Коэффициент k зависит от хода мембраны, свойств материала и
отношения d/D. Для d/D = 0,5 и прорезиненной эластичной ткани этот
коэффициент может быть принят при небольшом ходе равным 0,97. Для
распространенного в практике отношения dID = 0,6 значение k^ 1.
Зависимость эффективной площади мембраны от перепада давления.
Второй по значимости причиной изменения эффективной площади и
нарушения стабильности характеристик мембран является действие перепада
давления. Зависимость эффективной площади мембран от перепада давления
в основном обусловлена деформацией (вытяжкой) мембранного полотна под
действием сил натяжения, определяемых этим перепадом.
При нагружении эластичных мембран перепадом давления они
приобретают заметную жесткость вследствие изменения эффективной площади при
перемещении жесткого
центра.
На рис. 34, в показана
схема прогнутой гибкой
мембраны, находящейся
под некоторым малым
давлением (сплошная
линия). Эффективная ее
площадь, определяемая для
данного положения
центра диаметром D1 эфу
Рис. 35. Мембранные разделители с большим ходом
При повышении
давления и неизменном
положении жесткого центра
упругая поверхность мембраны примет форму, показанную штриховой линией,
причем эффективный ее диаметр увеличится и станет равным О2эф. В
соответствии с этим эффективная площадь мембраны увеличится
На изменение эффективной площади при изменении перепада давления
влияет также вытяжка мембранного полотна под действием сил натяжения,
в результате которой изменяется длина гофра, которая зависит от
механических свойств материала и перепада давления.
Применяются также исполнительные механизмы с гибкими
разделителями, допускающими значительные перемещения жесткого центра (рис. 35).
При перемещении жесткого центра (поршня) 1 в направлении действия
давления жидкости (рис. 35, а) мембрана перегибается, перекатываясь со
стенок поршня / на стенки цилиндра 2, к которым она плотно поджимается
давлением жидкости (рис. 35, б).
Передаваемое на жесткий ,центр усилие слагается из усилия Fu
развиваемого давлением р жидкости на эластичную часть мембраны, и усилия F2
давления на жесткий ее центр. При условии бесконечно малой толщины ткани
мембраны площадь сечения поверхности перегиба
где Dj и D2 — диаметры цилиндра и жесткого центра (поршня).
Учитывая, что эффективной частью будет половина этой площади, усилие
60

Усилие F2f развиваемое поршнем,
F2 = ~y D2.
Суммарное усилие, передающееся на жесткий центр,
Подобные резино-тканевые мембраны не допускают двустороннего нагру-
жения, поскольку образуются дополнительные перегибы (рис. 35, в), в
результате чего мембрана будет разрушена.
Сильфоны
В гидропневмоавтоматике применяются также исполнительные механизмы
с разделителем в виде цилиндрического сильфона (рис. 36, а). Сильфоны
изготовляют из металлов и лишь для работы при небольших давлениях —
из неметаллических материалов (резины и различных пластиков).
Рис. 36. Схема металлического сильфона
Металлические сильфоны бывают одно- и многослойные (до пяти слоев),
причем многослойные сильфоны допускают при той же общей толщине, что
и однослойные, и при тех же размерах значительно больший ход при
одинаковой нагрузке. Допускаемое давление для неметаллических сильфонов
до 2—3 кГ/см2, для однослойных металлических сильфонов малых диаметров
до 30 кГ/см2 и больших (>150 мм) — до 2 кГ/см2. Многослойные сильфоны
из нержавеющей стали применяют для рабочих давлений до 150 кГ/см2.
Применение этих сильфонов имеет особые преимущества в условиях низких
и высоких температур, значение которых лимитируется материалом, из
которого изготовлен сильфон.
Долговечность металлического сильфона характеризуется общим числом
ходов заданной величины до разрушения какой-либо из его волн, причем это
число ходов зависит от размера и частоты- деформаций, увеличение которых
снижает долговечность сильфона. Общее изменение длины (ход) сильфона
состоит из растяжения (удлинения) и сжатия. Рекомендуемое максимальное
перемещение металлического сильфона составляет 25% его свободной длины,
из которых 15% отводится на сжатие и 10% на растяжение. При
необходимости обеспечения большого числа ходов изменение длины сильфона не
должно превышать 10%. Допустимое осевое перемещение сильфона из
резины можно в зависимости от размера гофров принять равным 50% полной
его длины в свободном состоянии в каждую сторону.
Сильфоны предпочтительнее нагружать внешним давлением, причем
допустимое давление в этом случае превышает давление при внутреннем
нагружении на 25—30%.
За эффективный диаметр сильфона приближенно принимают средний
диаметр Dcp гофров (см. рис. 36, а), в соответствии с чем усилие, развиваемое
сильфоном при действии внутреннего давления жидкости, может быть при-
61

ближенно, пренебрегая влиянием жесткости материала сильфоий, вычислено
как произведение давления р на площадь круга со средним диаметром Dcp:
'еру
где
П =
— полезная (эффективная) площадь сильфона;
— средний диаметр гофррв сильфона,
здесь Dx и D2 — внешний и внутренний диаметр гофра.
Практически отношение наружного RH и внутреннего Re радиусов
составляет
Точное определение эффективного диаметра (полезной площади сильфона)
может быть произведено лишь измерением. Допустив, что перепад
давления Д/?, действующий с внутренней стороны, удлиняет сильфон на
величину Ах9 и уравновесив этот перепад внешней силой А/7, вычисляют
полезную площадь сильфона по формуле
9_ AF
*- Ар *
Сильфоны в основном изготовляют двумя способами: развальцовкой
тонкостенной бесшовной трубы (рис. 36, б) и сваркой по торцам отдельных
фасонных колец (рис. 36, в). При изготовлении сильфонов сварным способом
представляется возможным получить гофры любой высоты, тогда как высота
гофров, изготовленных развальцовкой, лимитируется возможностью вытяжки
материала. Благодаря этому сварные сильфоны допускают при той же длине
более высокое обжатие (ход), чем сильфоны из труб. Возможность повышения
обжатия обусловлена также тем, что гофрам в этих сильфонах можно придать
такую форму, чтобы они входили один в другой.
МОМЕНТНЫЕ ГИДРОЦИЛИНДРЫ (ПОВОРОТНИКИ)
Для возвратно-поворотных движений приводимых узлов на угол,
меньший 360°, применяют моментный гидроцилиндр или поворотник, который
представляет собой объемный гидродвигатель с возвратно-поворотным-
относительно корпуса движением рабочего органа (рис. 37).
Рис. 37. Моментные гидроцилиндры
Моментный гидроцилиндр состоит из корпуса / и поворотного ротора,
представляющего собой втулку 2, несущую пластину (лопасть) 3. Кольцевая
полость между внутренней поверхностью цилиндра и ротором разделена
уплотнительной перемычкой 4 с пружинящим поджимом к ротору уплотни-
тельного элемента 5.
62

При подводе жидкости под давлением рр в верхний канал (на рис. 37, а
показано стрелкой) пластина 3 с втулкой 2 будет поворачиваться по часовой
стрелке. Угол поворота вала цилиндра с одной рабочей пластиной обычно
не превышает 270—280°.
Расчетный крутящий момент М на валу рассматриваемого гидроцилиндра
с одной пластиной равен произведению силы Ру развиваемой перепадом
давления жидкости Ар = рр — рсл на рабочую площадь F пластины, на
плечо р приложения этой силы (расстояние от оси вращения до центра
давления рабочей площади пластины, см. рис. 37, а):
М = Рр = ApFp.
Из рис. 37, а видно, что рабочая площадь пластины
и плечо приложения силы
_ D D—d __ D -\-d
Р—-2 4~~- 4 "
В соответствии с этим расчетный крутящий момент
где Ар = рр — рсл — перепад давления между рабочей (рр) и сливной
(рСА) полостями цилиндра;
Dud — внутренний диаметр цилиндра и диаметр ротора;
b — ширина пластины по оси цилиндра (длина цилиндра).
Угловая скорость со вала цилиндра определится из условия равенства
расхода жидкости Q и объема, описываехмого пластиной в единицу времени:
Q = v0KF,
где v0K — окружная скорость центра давления пластины.
Подставив значения
г D—d и D+d
F = —ъ— Ъ и v0K = сор == со —±—
получим
Из этого выражения находим
Фактический момент Мф и угловая скорость со^ будут меньше расчетных
в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых
механическим цмех и объемным г\об к. п. д. гидроцилиндра:
Применяются также многопластинчатые моментные гидроцилиндры
(рис. 37, б и в), которые позволяют увеличить крутящий момент, однако
угол поворота при этом уменьшится.
63

Момент М и угловая скорость со многопластинчатого гидроцилиндра:
м — zA?b (П2 d2)- гй 8Q
где г — число пластин (поршней).
Для гидроцилиндра с одной пластиной угол поворота выходного вала
может достигать 280°, с двумя —140°. Гидроцилиндры выпускаются в
основном на перепад давления 200—300 кГ/см2.
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ
В ПОВОРОТНОЕ
Поворотное движение вала может быть также осуществлено
преобразованием при помощи различных механических элементов прямолинейного
поступательного движения поршня цилиндра.
Рис. 38. Схемы механизмов для
преобразования прямолинейного движения в
поворотное
В частности, в металлорежущих станках широко применяется
поворотный механизм с шестерней и зубчатой рейкой (рис. 38, а). Зубья рейки обычно
нарезаются на скалке (поршне) цилиндра.
Крутящий момент и поворотное движение передаются на выходной вал
через шестерню, находящуюся в зацеплении с рейкой. В зависимости от
длины рейки получают угол поворота от 90 до 360° и выше.
Расчетный крутящий момент такого поворотника
лл _ pFd
где
р — давление жидкости (обычно 200 кГ1см2)\
— площадь поршня;
in
Dud — диаметр поршня и начальной окружности шестерни.
Расход жидкости
Ч~~ 360 '
где 7 — угол поворота выходного вала.
При передаче больших крутящих моментов применяют поворотники
с двумя цилиндрами, штоки которых являются рейками (рис. 38, б).
Для преобразования поступательного движения поршня в поворотное
часто применяют шлице-винтовой механизм (рис. 38, в). Правый шток /
выполнен в виде винта с углом подъема а = 70°, входящего в гайку 2,
являющуюся выходным валиком и совершающую лишь поворотные движения.
Поршень же зафиксирован от поворотных движений с помощью шлицевого
64

соединения левого его штока с шлйцевой втулкой силового цилиндра. В этом
случае при осевых перемещениях поршня гайка 2, а следовательно, и
выходной валик совершают поворотные движения.
Перемещение h поршня и угол ср поворота гайки связаны при однозаход-
ной резьбе выражениями
_ Ф
2зг
2
где s и d — шаг и средний диаметр нарезки винта;
а и(|) — углы подъема резьбы и поворота гайки.
Угловая скорость выходного валика -
03 = W Рад/сек>
где v — линейная скорость поршня.
Крутящий момент М и расход жидкости Q такого привода
М = pF tg (a + р) r;
п — F'^m ^а-Ф
У"" 360 '
где р — давление жидкости;
г — средний радиус резьбы винта;
(л — угол трения;
F — площадь поршня.
Механизмы такого типа рассчитаны на давления до 200 кГ/см2.
МЕХАНИЗМЫ (ГИДРОМОТОРЫ) ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДЕЙСТВИЯ
Исполнительными механизмами (гидродвигателями) вращательного
действия служат гидромашины (гидромоторы) того же конструктивного
исполнения, что и насосы, но с золотниковым (бесклапанным) распределением
жидкости.
Питание гидромотора осуществляется либо от общей гидросистемы, либо
индивидуальным насосом.
Система, состоящая из насоса и гидродвигателя вращательного действия
(см. рис. 3, б и в), представляет собой объемный гидропривод, который
конструктивно может быть выполнен в виде единого агрегата (машины),
включающего насос и мотор той или иной конструкции (нераздельное исполнение),
либо в виде раздельных насоса и гидромотора, соединенных трубопроводами
(раздельное исполнение).
Реверсирование направления движения (вращения) гидромоторз
осуществляют либо с помощью распределительного устройства (см. рис. 3, б),
либо реверсированием направления подачи насоса (см. рис. 3, в).
Регулирование выходного вала гидромотора осуществляют изменением
количества поступающей к нему жидкости с помощью дроссельного
регулятора (см. рис. 3, б) или изменением рабочего объема насоса или гидромотора
(объемное регулирование, см. рис. 3, в).
Теоретическая мощность NT и крутящий момент Мт на выходном валу
гидромотора связаны отношениями
NT = ApQT = Apqn;
AT A
(36)
где А/т: =■= рх — р2 — перепад давления в гидромоторе;
здесь рг и р2 — давление жидкости у входа в гидромотор и на выходе'
из него;
q — рабочий объем гидромотора;
п .— частота вращения вала гидромотора.
г
3 Т. М. Башта 65

При испрльзовании внесистемных единиц теоретические мощность N7 л. с.
и крутящий момент Мт кГ-м выражаются уравнениями
Мт = 716,2-^f-,
где Др — перепад давления в кГ/см2\
QT = qn — расчетная производительность в см3/мин\
п — частота вращения в об/мин.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ И К. П. Д.
Преобразование энергии (гидравлической в механическую) в гидромоторе
обеспечивается движением рабочих элементов, которое сопровождается
потерями энергии (мощности) на трение механических частей и жидкости.
Указанные потери мощности определяются как разность между
теоретической (индикаторной) мощностью и мощностью на валу гидромотора.
В соответствии с этим фактический крутящий момент, развиваемый
гидромотором,
мэф = мт - дм,
где Мт — теоретический (индикаторный) крутящий момент гидромотора
(без учета потерь на механическое трение и сопротивление
жидкости);
ДМ — потери момента.
Механические потери мощности могут быть также определены как
разность между теоретической мощностью NT и эффективной мощностью Л^
на валу:
AN = NT - Ыэф.
Рассматриваемые потери характеризуются механическим к. п. д.
гидромотора цмех, который равен отношению эффективной Ыэф мощности на его
валу к теоретической NT мощности:
п -
Чме> —
или
_ 1
мт ~ мт
Для гидромоторов средней мощности (10—100 л: с.) можно принимать
цмех - 0,92-5- 0,96.

УСТРОЙСТВА
Г-ЛАВА Ш (АППАРАТЫ)
Г-ЛАВА Ш РАСПРЕДЕЛЕНИЯ
И РЕГУЛИРОВАНИЯ
Важное значение для надежной работы гидросистем имеет рациональный
выбор управляющих устройств, обеспечивающих выполнение логических
функций по осуществлению заданной последовательности действия
исполнительных механизмов гидросистемы. Наиболее важными из этих функций
является управление движением и расходом жидкости, для чего применяется
различная аппаратура регулирования расхода и давления, изменения
направления потока жидкости, включения и выключения отдельных исполнительных
механизмов и отдельных участков трубопровода и т. д.
РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ ЖИДКОСТИ
Распределитель (распределительное устройство) предназначен для
управления потоком рабочей жидкости. С помощью распределителей обеспечи*
вается направление рабочей жидкости к соответствующему исполнительному
механизму, а также осуществляется реверс гидромеханизмов.
По конструктивному выполнению распределители разделяют в основном
на золотниковые, крановые и клапанные типы. В первом типе распределение
жидкости осуществляется с помощью осевого смещения цилиндрического или
плоского распределительного элемента, во втором — путем поворота пробки
крана и в третьем — путем последовательного открытия и закрытия рабочих
(расходных) окон с помощью клапанов (затворов).
Под рабочим окном понимают проходное сечение гидроаппарата, в
котором непосредственно происходит изменение параметров потока рабочей
жидкости.
Золотниковые распределители
Рабочим органом распределителей этого типа является перемещающийся
з осевом направлении во втулке (гильзе) цилиндрический плунжер, на кото-
зом выполнено соответствующее количество кольцевых проточек. Подвод
i отвод жидкости производится через окна питания во втулке (корпусе)
>аспределителя и соответствующие проточки его плунжера.
По количеству подключенных внешних линий (каналов питания), по
соторым рабочая жидкость подводится к распределителю и отводится от него,
)азличают четырехлинейные (четырехходовые), трехлинейные и двухлинейные
тспределители.
На рис. 39, а и б показана схема четырехходового золотникового рас-
феделителя, предназначенного для управления двусторонним движением
идродвигателя, осуществляемого путем подвода поступающей от насоса
кидкости под давлением в одну из двух полостей гидродвигателя при
одновременном отводе ее из противоположной полости в резервуар.
67

Жидкость от насоса подводится к каналу Ъ (рис. 39, а), из которого для
данного положения плунжера 2 поступает в левую полость гидродвигателя /;
одновременно с этим вторая (нерабочая) полость гидродвигателя соединяется
с каналом а, ведущим в бак. При перемещении плунжера 2 вправо (рис. 39, б)
направления потоков жидкости изменяются.
Основным преимуществом золотниковых распределителей является то,
что их плунжеры уравновешены от осевых статических сил рабочего
давления жидкости, поскольку это давление действует на пояски плунжера в
противоположных направлениях.
Для уравновешивания сил давления рсл жидкости в сливной линии
(в каналах а и с) плунжер золотника, представленного на рис. 39, в,
От насоса \Ь а \ В бак
Рис. 39. Типы распределительных золотников
снабжен с левой стороны ложным хвостовиком. При отсутствии хвостовика
(рис. 39, а) давление рсл в сливной линии, с которой соединены каналы а
и с, будет действовать на неуравновешенную площадь плунжера
где d — диаметр хвостовика, стремясь сместить плунжер вправо.
Эта неуравновешенная сила давления жидкЬсти
Р = Рсл! = Рсл — . ,
С этой же целью плунжер золотника (рис. 40) снабжен кроме основных
поясков cud дополнительными поясками а и Ь, которые уравновешивают
силы сливного давления.
Уравновешивание плунжера золотника от сливного давления может
быть достигнуто также путем применения трехпояскового золотника,
выполненного по схеме, представленной на рис. 41.
Применяют также трехходовые и реже двухходовые золотники, причем
последние являются по существу перекрывными кранами (вентилями).
Трехходовые золотники (рис. 42, а) применяют в основном в том случае,
когда окно питания гидродвигателя необходимо последовательно соединить
с источником давления (с насосом) и с резервуаром, т. е. применяются в
гидродвигателях одностороннего действия (см. рис. 26, в).
Однако в некоторых случаях они применяются также и в схемах с
двусторонним гидродвигателем. Подобная схема с трехходовым золотником,
68

допускающим изменение направления движения гидродвигателя,
представлена на рис. 42, б. В этой схеме применен силовой цилиндр двойного
действия, в котором эффективная площадь поршня со стороны штока вдвое
меньше площади поршня с противоположной стороны (см. рис. 26, г). В
положении плунжера, показанном на рис. 42, б, жидкость поступает от
источника питания одновременно как в ле-
От насоса вую, так и в правую полости цилиндра,
-}t Рн в результате чего поршень
перемещается вправо. Скорость движения
л
В 5а к
Рис. 40. Четырехходовой
золотниковый распределитель
Рис. 41. Распределительный золотник
поршня v и развиваемое им усилие Р определяются в зависимости от подачи
жидкости источником питания Q по выражениям
v ~
~ Р ( '''
где F — площадь цилиндра.
К еидроддиватет
if
i (F=^
Рис. 42. Трёхходовой золотниковый распределитель
При условии / = F/2 получим
2Q р pF
При соединении левой полости цилиндра со сливом и правой с
источником питания поршень будет перемещаться влево со скоростью
развивая при этом усилие
69

По числу фиксируемых положений плунжера различают двух- и трех-
позиционные золотники. Если плунжер золотника не задерживается в
среднем положении, то такой золотник называют двухпозиционным; если
задерживается с помощью каких-либо устройств, то трехпозиционным.
Перекрытие окон золотника. Для многих случаев применения
золотников и, в частности, для гидравлических следящих систем важным
параметром является перекрытие с плунжером в среднем его положении
расходных окон (рис. 43). Различают распределители с положительным (рис. 43, а и
41) и отрицательным (рис. 43, б) перекрытием. Реже применяются
золотники с нулевым перекрытием / (рис. 43, в). В золотниках первого типа
(рис. 43, а) ширина h рабочего пояска плунжера превышает ширину t про-
г
i
с
1
h
к
А.
1
WM
WM
I
-Q.
<0
t>h
6)
в) .
-X - 0 n
перемещение
золотнике
Рис. 43. Схемы перекрытий окон в распределительных золотниках (а—в)
и статическая характеристика идеального золотника (г)
ходного окна корпуса золотника для протока жидкости, поэтому поясок
плунжера при симметричном его положении по отношению к этим окнам
перекрывает соответствующее окно на длине
h—t
в золотниках второго типа (рис. 43, б) ширина h рабочего пояска меньше
ширины t проходного окна, в результате чего при среднем положении
плунжера золотника по обеим сторонам его пояска образуется начальный зазор,
равный
h — t ■
с = —?j— .
Поскольку при условии h
г перекрытие с, вычисленное по выражению
_ h — t
отрицательно, подобное перекрытие окон уплотняющими поясками
золотника обычно называют отрицательным перекрытием.
В гидросистеме с этим золотником в полостях силового цилиндра
установятся при среднем положении плунжера золотника давления рг и р2 (рис. 44):
п — п — Рн + Рсл
Р\Рг g
где рн и рсл — давления в линиях нагнетания и слива.
При смещении плунжера в какую-либо сторону от нейтрального
положения указанное равенство давлений в полостях цилиндра будет нарушено,
в результате чего поршень силового цилиндра при известной разнице
давлений будет перемещаться в соответствующую сторону.
Очевидно, что если бы отсутствовали нагрузка и силы трения в силовом
исполнительном двигателе (на выходе), то любое нарушение равенства
давлений р г и /?2> вызванное сколь угодно малым смещением плунжера золотника
70

относительно среднего его положения, вызвало бы движение этого двигателя.
В действительности же для преодоления нагрузки и сил трения выхода в
полостях силового цилиндра должен быть определенный перепад давления,
а следовательно, золотник данной схемы будет иметь зону
нечувствительности, которая увеличивается с увеличением начального зазора
(отрицательного перекрытия).
Недостатком золотников с отрицательным перекрытием является потеря
жидкости, перетекающей через расходные окна на слив при среднем и
близких к нему положениях плунжера.
В практике гидравлическая характеристика золотника (см. рис. 40)
определяется согласно уравнению (20)
й
D
'С/1
Q =
-£-Ар =
y
Рис. 44. Расчетная схема золотника с
отрицательным перекрытием окон ^
-j-(pH — рд),
где / = ndxx — площадь сечения
проходной щели
золотника;
х — открытие золотника
(размер щели);
dx — диаметр плунжера
золотника;
рн и рд — давления на входе
(питание) и выходе
(давление нагрузки
двигателя).
Приведенное уравнение показывает, что с увеличением рд (давления
нагрузки двигателя) расход через золотник при х и рн = const уменьшается.
Это явление (дроссельный эффект) снижает жесткость механической
характеристики гидропривода и вызывает скольжение гидродвигателя под
действием нагрузки.
При нулевом давлении нагрузки двигателя (рд = 0) уравнение расхода
через золотник
- /""2
Q = iind±x у — рн = kx,
где k = [шйхТ/ — рн — коэффициент усиления по расходу.
Следовательно, в идеальном золотнике имеет место линейная зависимость
расхода Q от сигнала управления (перемещения золотника) х (см. рис. 43, г).
Это свойство золотникоэ имеет чрезвычайно важное практическое значение,
обусловившее широкое их применение, в особенности в следящих
гидроприводах и в системах автоматики.
Значение коэффициента расхода (я можно принимать при
постоянным (u = const). Для минеральных масел и золотников с острыми
кромками щелей этот коэффициент можно принимать для указанного условия
равным \i = 0,62-г- 0,65. При Re <200 \i & 0,5.
Площадь сечений каналов, при которых обеспечиваются заданные
скорость потока и расход,
где Q — расход жидкости;
и — заданная скорость потока жидкости в канале.
71

Скорость течения жидкости в каналах корпуса золотника и в проточках
плунжера, которая определяет сопротивление потоку, обычно выбирают для
уменьшения габарита золотника в 3—5 раз выше скорости жидкости в
подводящих трубопроводах. Практически скорость жидкости принимают до
10—15 м/сек.
Золотники третьего типа (см. рис. 43, в) с нулевым перекрытием (t = h)
применяются в тех случаях, когда требуется, чтобы при любом малом
смещении плунжера из среднего положения образовывалась расходная щель.
К подобным случаям относятся гидравлические следящие системы
копировальных станков, в которых требуется высокая точность слежения.
В зависимости от конструкции золотника с положительным перекрытием
окна питания рабочие полости гидродвигателя в среднем положении плун-
И еидродвигателю
II It
шч
~ГТ"
Pi
"ТТ"
В5ан\ f \В6ак
От насоса а)
I ■ У//////////Л У///////////Л | К
I t Г
Рис. 45. Схемы внутренних коммуникаций распределительных
золотников
жера либо запираются (блокируются), либо соединяются с резервуаром.
На рис. 45 показаны возможные соединения каналов питания при среднем
положении плунжера. В схеме с положительным перекрытием,
представленной на рис. 45, а, блокированы (перекрыты) все каналы золотника; в схеме,
показанной на рис. 45, б, блокирован лишь канал питания, каналы же,
соединенные с полостями гидродвигателя, соединены с баком; в схеме с
отрицательным перекрытием, представленной на рис. 45, в, с баком, соединены
все каналы золотника, благодаря чему обеспечиваются разгрузка насоса и
«плавание» (возможность свободного перемещения под действием внешних
сил) исполнительного органа.
На рис. 45, г представлена схема золотника с соединением полостей
силового цилиндра. В среднем положении плунжера этого золотника обе полости
цилиндра соединены между собой и насосом. Поэтому, например,.в полость
цилиндра с односторонним ^штоком, противоположную штоку, будет
поступать как жидкость, подаваемая насосом, так и жидкость, вытесняемая из
штоковой полости цилиндра (см. рис. .28).
Гидравлические характеристики золотника. Они определяются его
гидравлическим сопротивлением dip, которое зависит от конструктивных
особенностей конкретного экземпляра золотника.
Данные исследований показывают, что вследствие возмущающего
действия поворотов, а также сужений и расширений поток жидкости в
золотниковых распределителях является преимущественно турбулентным, причем
критическим числом является Re = 1OO-5-2OO.
Гидравлические характеристики распределителей достаточно точно
выражаются параболой и могут быть определены в общем случае зависимостью
72

Значение коэффициента сопротивления £ в зависимости от числа
поворотов потока колеблется в пределах £ = 3-^5.
Размеры золотника определяются в основном расходом и допустимой
скоростью течения жидкости в его каналах, которая, в свою очередь, зависит
от назначения золотника и рабочего давления в гидросистеме. Проходные
каналы золотника выбирают с учетом обеспечения требуемого расхода
жидкости при допустимом сопротивлении потоку жидкости; при этом следует
стремиться к тому, чтобы ход плунжера золотника был минимальным.
С этой целью подвод жидкости в камеры золотника обычно производится
через круговые (кольцевые) проточки шириной t (см. рис. 40). Благодаря
этому достигают максимального значения периметра проходного окна по
окружности (w ^ ndx) и его площади / = ndxx, где dx и х — диаметр
плунжера и смещение плунжера золотника относительно отсечных кромок
(открытие расходного окна).
Рис. 46. Золотниковый распределитель с плавающей втулкой
Диаметр d2 шейки плунжера должен быть таким, чтобы бцло обеспечено
требуемое проходное сечение, образованное этой шейкой и внутренней
поверхностью отверстия в корпусе золотника [ndxt ^ (d\ — d!)-?- > и
одновременно с этим была сохранена требуемая жесткость плунжера.
Для обеспечения герметичности минимальный диаметральный зазор
в золотниковой паре плунжер—втулка обычно делают равным 4—10 мкм.
Поверхностная твердость деталей скользящей пары должна быть возможно
высокой (HRC 60—62). Для обеспечения этого применяют сменные (вставные)
втулки (гильзы) а (рис. 46, а), которые обычно запрессовывают в корпус
золотника до окончательной обработки, рабочей поверхности.
При выборе зазоров в золотниковой паре необходимо также учитывать
температурное расширение материалов, из которых изготовлены детали
плунжерной пары, с тем, чтобы было устранено защемление плунжера при
изменениях температуры. Практически для предотвращения при изменении
температуры защемления или образования больших зазоров плунжеры и гильзы
золотников должны быть изготовлены из однородного материала.
В тех случаях, когда гильза (корпус) и плунжер золотника изготовлены
из материалов с различными температурными коэффициентами расширения,
изменение зазора при температурных колебаниях
где tQ и б0 — первоначальная температура распределителя и зазор при
этой температуре;
d — диаметр плунжера золотника;
t и 8 — наблюдаемая температура распределителя и зазор при этой
температуре;
р иа~ коэффициенты температурного расширения корпуса (гильзы)
и плунжера.
73

Для устранения возможности защемления плунжера вследствие
температурной деформации корпуса, в котором размещена гильза, в особенности,
если корпус изготовлен из цветного металла, гильза 2 помещается в расточке
корпуса / свободно (с небольшим зазором 0,05 мм); герметичность
соединения в этом случае достигается при помощи уплотнительных колец 3
(рис. 46,6).
Силы, действующие на плунжер золотника. На плунжер золотника в
основном действуют силы трения и гидродинамические силы потока жидкости.
Из рассмотренных схем золотника следует, что силы давления жидкости
на детали идеальной пары с абсолютной цилиндричностью и высоким
качеством обработки поверхности
уравновешиваются как в аксиальном, так и в
радиальном направлении, а поверхности скольжения
плунжера разделены граничным слоем
жидкости. Следовательно, трение плунжера
такой идеальной пары зависит лишь от
скорости его перемещения и вязкости жидкости.
Однако опыт показывает, что трение
плунжера реальной пары зависит от
давления жидкости и от правильности
геометрических форм плунжера и втулки.
Трение плунжера возникает в результате
неравномерного распределения давления
жидкости в радиальном кольцевом зазоре б,
образованном плунжером и гильзой,
вследствие чего возникает неуравновешенная
радиальная сила, поджимающая плунжер к
одной стенке гильзы. Эта
неуравновешенность возникает вследствие нарушения
параллельности образующих радиальной щели,
а также вследствие завалов и прочих
производственных дефектов этих деталей. При
правильной геометрической форме деталей
плунжерной пары и параллельности их осей
радиальные силы уравновешиваются.
Рассмотрим схему плунжерной пары,
представляющую собой поясок
золотникового плунжера длиной /, помещенный во втулку (гильзу) с радиальным
зазором (рис. 47). С левой стороны этого пояска находится полость
высокого (/?х) и с правой — полость низкого (р2) давления. Допускаем, что
плунжер и втулка цилиндричны и плунжер размещен так, что его ось параллельна
оси втулки, однако смещена относительно последней на величину еу в
результате у2> Ух-
При принятом условии параллельности осей плунжера и втулки площади
поперечного сечения как верхней, так и нижней части этих зазоров будут
постоянными по всей длине I плунжера. Следовательно, градиент давления
как для верхнего, так и для нижнего зазора можно приближенно принять
постоянным, в соответствии с чем давление в верхнем и нижнем зазорах
линейно будет понижаться от входного рх до выходного р2, т. е. а и Ь будут
прямыми линиями.
Из приведенной эпюры сил давления следует, что радиальная сила
давления жидкости в верхнем зазоре, стремящаяся сместить плунжер вниз, в этом
случае равна, если пренебречь скоростным напором потока утечек, силе
давления жидкости в нижнем зазоре, стремящейся сместить плунжер вверх,
т. е. эти силы уравновешиваются.
В связи с этим следует отметить, что полное уравновешивание плунжера
будет иметь место' лишь при концентричном (соосном) расположении его
74
Рис. 47. Диаграмма распределения
давления в радиальном зазоре
цилиндрического золотника при
параллельном расположении осей
плунжера и втулки

в гильзе, при эксцентричном его положении возникает боковая
прижимающая сила, обусловленная разностью скоростных напоров.
При нарушении параллельности образующих щели, вызванной
искажением цилиндричности поверхностей втулки и плунжера, перекосами осей
или иными причинами, а также при наличии на этих поверхностях завалов
и прочих производственных дефектов уравновешенность радиальных сил
будет нарушена, и возникнут силы, стремящиеся сместить плунжер к той или
иной стороне поверхности втулки. В результате при известных условиях
могут возникнуть силы трения, значительно (в сотни раз) превышающие
силы, действующие в золотнике при удовлетворительном изготовлении его
деталей.
Рз
mi
—
Рг
4Ъ
Ci
—
Р
\
Pi
i
-и
р>р1>р2>Рз
Pi
I
^x\\\\^^^^xvv1 k\vv\^y<\N[
а)
Ps Рг Рт
Рис. 48. Схемы разгрузки золотника от действия неуравновешенных радиальных
сил давления жидкости
Силы трения плунжера могут повыситься также в результате деформаций
корпуса силами давления жидкости. Это обусловлено тем, что деформация
корпуса может происходить неравномерно, ввиду чего форма отверстия под
плунжер может исказиться таким образом, что на одних участках зазор
увеличится, а на других уменьшится, в результате плунжер золотника может
оказаться защемленным.
Источником повышения трения являются твердые частицы загрязнений
жидкости и смолисто-асфальтовые образования. Твердые частицы, попавшие
в зазор, действуют на плунжер золотника в радиальном направлении, а также
могут повредить (поцарапать) рабочие поверхности.
Усилие, требующееся для страгивания плунжера, зависит также от
физических свойств жидкости и связано с заращиванием (облитерацией) щели
адсорбированными на поверхностях деталей молекулами, т. е. зависит от
свойств граничного слоя жидкости. При полном заращивании щели
произойдет «сращивание» поверхностей втулки и плунжера фиксированными слоями
этих молекул.
В этом случае, чтобы сдвинуть (стронуть) плунжер с места, необходимо
приложить усилие, способное разрушить прослойку из этих молекул,
связывающую поверхности втулки и плунжера.
Для снижения силы трения необходимо в первую очередь уменьшать
неуравновешенные радиальные силы давления жидкости на плунжер.
Наиболее простым способом снижения указанных сил является прорезание на
поверхности плунжера или гильзы кольцевых прямоугольных канавок
(рис. 48, а). Поскольку гидравлическое сопротивление канавки при
соответствующем ее сечении ничтожно мало по сравнению с сопротивлением
радиальной щели, в каждой из канавок будет действовать одинаковое для любой
точки по окружности давление, причем р > рх > р2 > рг. . ., в результате
75

па плунжер будет действовать неуравновешенное давление лишь на длине /
пояса (перемычки) между канавками. Очевидно, при бесконечно тонких
поясках неуравновешенность полностью исчезнет при любых положениях
плунжера.
Для разгрузки золотника от действия неуравновешенных радиальных
сил применяют также гидростатическое центрирование плунжера. Одна
из схем подобного центрирования представлена на рис. 48, б. В поясках
плунжера выполняют несколько (4—6) противоположно расположенных
радиальных отверстий (dx = 6-^-8 мм), соединенных осевым каналом с
полостью питания золотника. Эти отверстия перекрыты утопленными в них
пробками а, в которых выполнены дроссельные отверстия малого сечения
(d2 = 0,2-:-0,3 мм), через которые жидкость из полости питания
подводится в камеры 6, образованные утопленными пробками и втулкой золотника.
Нетрудно видеть, что если в результате радиального смещения плунжера
вверх зазор на верхней стороне уменьшится, то на противоположной он на
тот же размер увеличится (61 <б2), в результате чего давление рх в камере
со стороны уменьшенного зазора вследствие действия дросселей повысится,
а давление р2 в камере со стороны увеличенного зазора понизится (р1 >• /?2),
а следовательно, появится неуравновешенная радиальная сила, стремящаяся
сместить плунжер в положение, соосное с втулкой. В том случае, когда
эта сила преодолевает силы, стремящиеся децентрировать плунжер,
последний, сместившись в направлении к оси втулки, зависнет на масляной
«подушке». Поскольку плунжер при этом потеряет контакт с поверхностью
втулки, усилив, необходимое для смещения его с места и дальнейшего
перемещения, снизится до значения, обусловленного жидкостным трением,
которое в сотни раз меньше усилия, требующегося в плунжерных парах без
этой разгрузки.
Для надежного самоцентрирования плунжера в рассматриваемой схеме
разгрузки необходимо, чтобы гидравлическое сопротивление дроссельного
отверстия а превышало в несколько раз сопротивление радиальной щели
при соосном положении плунжера и втулки, в противном случае
центрирующий эффект давления жидкости в камерах Ъ уменьшится до нуля.
К применению на практике может быть рекомендовано при
распространенных диаметральных зазорах (10—20 мкм) пять дроссельных отверстий
диаметром 0,2—0,3 мм. При меньших зазорах диаметры отверстий могут быть
уменьшены до 0,15 мм.
Для уменьшения сил трения применяют золотники, плунжеры или гильзы,
которые совершают поступательные или поворотные вибрационные
(осциллирующие) колебания небольшой амплитуды (10—100 мкм) и высокой частоты
(>50 гц). Эти колебания осуществляются с помощью различных
механических и электротехнических средств.
Опыт показывает, что усилие, необходимое для страгивания плунжера
с места при осциллирующих движениях, особенно при осевых, составляет
небольшую часть (3—4%) усилий, которые необходимы для этого при
отсутствии таких движений.
Применение возвратно-поступательных колебаний особенно целесообразно
в золотниках следящих систем, в которых плунжер совершает
колебательные движения относительно своего среднего положения. Амплитуда
колебаний должна несколько превышать (на 10—50 мкм) перекрытие
поясками плунжера окон питания. При колебаниях плунжера с такой
амплитудой все движущиеся силовые узлы гидросистемы будут подвержены
частотным .знакопеременным'нагрузкам, вызываемым знакопеременными силами
давления жидкости на поршень силового цилиндра, благодаря чему
снижается трение во всех этих узлах. Частота колебаний в этом случае должна
быть такой, чтобы поршень силового цилиндра не реагировал на импульсы,
вызываемые частотными колебаниями подачи жидкости в цилиндр. Подобной
частотой является частота выше 50 гц.
76

На плунжер золотников действуют также осевые силы, вызываемые
гидродинамическим (реактивным) действием потока жидкости. Указанные
силы действуют в сторону закрытия окон золотника (стремятся вернуть
плунжер в нейтральное положение).
Опыт показывает, что эта сила является функцией двух переменных —
перепада давления жидкости на плунжере золотника и открытия окна
последнего, т. е. зависит от теряемой вследствие дросселирования в золотнике
мощности. Практически можно считать, что в типовых четырехходовых
золотниках на каждую 1 л. с. мощности, теряемой в золотнике вследствие
дросселирования в расходной щели шириной х (см. рис. 40), приходится
осевая сила, равная примерно 0,4—0,6 кГ.
Из схемы плунжерной пары, представленной на рис. 49, а, следует, что
поток жидкости из камеры А в камеру В через щель х расходного окна,
10 20 30 40 л/мин
Расход
Рис. 49. Расчетная схема действия гидродинамических
(реактивных) сил на плунжер золотника (а) и график сил, действующих
в золотнике, не имеющем средств разгрузки (б)
образованную кромками плунжера и втулки, наклонен к оси плунжера под
углом а, расчетное значение которого при установившемся турбулентном
режиме течения для плунжерной пары с нулевым зазором и острыми
кромками окон может достигать значения а — 69°.
Реактивную силу R потока жидкости, действующую под углом к оси
плунжера в направлении, обратном направлению скорости потока, можно
приближенно определить из выражения количества движения струи
R = muTi (37)
где т и иТ — массовый расход жидкости, протекающей через щель окна,
и средняя расчетная скорость потока на выходе из щели.
Принимая во внимание, что
m == Qp,
уравнение (37) можно переписать в виде
R - Qu ;\
где Q — объемный расход жидкости через щель окна.
Осевая составляющая этой силы определится из уравнения
Подставив
F = R cos a -— Qwno cos oc.
2Ap
P

а также расчетную скорость струи
в предыдущее выражение, получим приближенно выражение для силы
золотника с нулевым зазором и острыми кромками расходных окон
F = 2\xf Ар cos a = 2\xwx Ар cos а,
где f = wx — площадь щели окна;
w — длина щели по дуге круга (для плунжера с кольцевой
проточкой w — nd)\
Ар = рг — р2 — перепад давления в щели окна между камерами А
и Б;
х — открытие окна. ;
Так как угол а положителен, то сила F стремится сместить плунжер
в сторону уменьшения расходного окна, иначе говоря, гидродинамическое
действие жидкости, проходящей через щель, образованную кромками
плунжера и окон втулки, аналогично действию пружины, стремящейся вернуть
смещенный плунжер в нейтральное положение. Примерное значение этой
силы для типового золотника в функции расхода для разных перепадов
давления Ар = рх — р2 приведено на рис. 49, б.
Допуская, что гидродинамическая сила в четырехходовом золотнике
(см. рис. 40) с симметричным расположением поясков плунжера относительно
окон втулки будет при равных расходах нагнетания и слива удвоенной (эта
сила действует как в рабочей, так и в сливной камере золотника), суммарная
аксиальная сила при этом условии будет также удвоенной:
Fc = 2F = 2Qup cos a = 2Q "|/2р Ар cos а
или
где Дрс = 2Ар — суммарный (для двух камер золотника) перепад давления.
Двухступенчатые золотниковые распределители
В случае необходимости значительного снижения усилия, требующегося
для перемещения плунжера золотника и одновременно для обеспечения
требуемого расхода жидкости, применяют двухступенчатые (двухкаскадные)
распределительные золотники, которые получили название сервозолотников.
В этих распределителях между задающим устройством и плунжером
основного распределительного золотника устанавливается усилительное звено,
которым служит промежуточный (вспомогательный) золотник.
Принципиальная схема подобного золотника показана на рис. 50, а.
Основной распределительный золотник 3, питающий исполнительный
гидродвигатель /, управляется с помощью вспомогательного золотника-датчика 2
малого сечения. Для привода этого вспомогательного золотника
двухступенчатого распределителя обычно применяют электромагниты или
электродвигатели. Поскольку плунжер вспомогательного золотника обычно имеет
небольшие размеры (диаметр около 3—4 мм), для привода его может быть
применен маломощный электромагнит.
Одна из схем двухпозиционного распределителя с электромагнитным
управлением изображена на рис. 50, б. Плунжер 6 основного золотника при
включенном электромагните 2 удерживается в крайнем левом положении
действием усилий пружины 3 и давлением жидкости, поступающей из
рабочей магистрали в камеру с через канал Ъ. В этом положении золотника
жидкость из рабочей магистрали 5, соединенной с насосом, поступает в
канал е, связанный с силовым цилиндром. При включенном электромагните 2
жидкость из магистрали 5 подводится через проточку вспомогательного
78

золотника / и канал а в левую полость /с плунжера 6. Так как рабочая
площадь плунжера 6 больше площади плунжера 4 вспомогательного золотника,
то плунжер 6 переместится вправо. При этом рабочая магистраль 5
соединится с каналом d, связанным со второй полостью силового цилиндра.
Плоские золотники. Основная трудность при изготовлении
цилиндрических золотников высокой точности связана со сложностью обработки и
контроля качества внутренней рабочей поверхности втулки. Ввиду этого
представляет интерес конструкция, в ко-
торой обеспечен доступ к этой
поверхности.
от насоса
/
1
0
a
I Л j
1 1 <a
Рис. 50. Схемы двухступенчатых
распределительных золотников
в)
Рис. 51. Золотник с плоским
распределительным элементом
На рис. 51, а показана схема распределителя с плоским
распределительным элементом (золотником), который удовлетворяет последним требованиям.
Плоский золотник 2 скользит по плоскому основанию (зеркалу) корпуса 5,
прижимаясь к нему через втулку / пружиной 4 и усилием давления жидкости.
Жидкость через центральное сквозное окно d поступает в зависимости
от положения-золотника к левому (рис. 51, а) или правому (рис. 51, б) окну
питания гидродвигателя и удаляется из нерабочих полостей через
соответствующие дренажированные окна е или с (см. рис. 51, в).
Усилие Ри с которым золотник 2 прижимается к зеркалу корпуса,
определится (без учета усилия пружины) разностью сил давления рн рабочей
жидкости на омываемую ею площадь втулки / и самого золотника 2,
прижимающих последний к зеркалу корпуса, и силы Р2 среднего давления рф
жидкости в плоском зазоре, образованном золотником и этим зеркалом,
отжимающей золотник от корпуса. Пренебрегая влиянием площади сквозного
окна dy которая входит в выражения как прижимающих, так и отжимающих
сил, и допуская, что распределение давления в плоском зазоре носит
линейный характер, при котором
79

а также принимая, что это давление действует на площади / = ab (рис. 51, в),
условие равновесия действующих на золотник сил может быть представлено
выражением
р — р • п°2 п —ah Рн
ИЛИ
Для того чтобы не произошло «раскрытия» распределителя (отрыва
золотника от корпуса), должно быть соблюдено условие Рг >> Р2.
Практика показывает, что раскрытия не наблюдается при условии
-J
В этом случае отжимающая сила
будет на 10% меньше прижимающей
силы, к которой добавляется также
усилие пружины, подбираемое таким,
чтобы был обеспечен плотный контакт
при нулевом и малом давлении в
системе с учетом трения уплотнитель-
ных колец втулки /.
Преимуществом рассматриваемых
распределителей с плоским
золотником являются менее жесткие, чем к
рассмотренным выше золотникам
Рис. 52. Плоский золотник с серводействием с плунжером требования по чистоте
и точности обработки, а также
возможность получения высокой (практически абсолютной)4 герметичности.
Увеличение утечек жидкости с повышением температуры происходит
в плоских распределителях менее интенсивно (в 5—6 раз), чем в
цилиндрических золотниках, что объясняется автоматичностью компенсации зазора
между перемещающимися деталями. Поскольку этот зазор определяется
толщиной несущей масляной пленки, затруднено также проникновение
в него ввиду цто малости твердых частиц загрязнителя, благодаря чему
распределители отличаются достаточно высоким сроком службы. Кроме того,
ввиду свободной ориентации подвижного элемента относительно
неподвижного отсутствует опасность заклинивания его в случае попадания в зазор
твердых загрязнений, а также в результате температурного расширения
материалов.
Плоские распределителя изготовляют как с непосредственным приводом
распределительного элемента (рис. 51), так и с серводействием. Схема
последнего распределителя изображена на рис. 52. Он представляет собой
четырехходовой трехпозиционный плоский золотник, который в
нейтральном положении отключает рабочие линии, соединенные с силовым
цилиндром, от источника давления и сливного трубопровода.
Шариковые клапаны-датчики 9 и 3 управляются поочередным
включением электромагнитов / и 2. При выключении (обесточивании)
электромагнитов клапаны 9 и 3 прижимаются к верхним седлам, и жидкость под
давлением проходит через эти клапаны, оказывая одинаковое действие на
внутренние 5 и 7 и наружные 4 и 8 кольцевые поршни. Наружные поршни
8 и 4 прижаты к упорам на внутренних концах цилиндров, ввиду чего
плоский золотник 6 центрируется (устанавливается в нейтральное
положение), блокируя рабочие выходные окна с и Ь. При включении
электромагнита / соответствующий клапан 9 отжимается в нижнее положение,
отключая линию давления от поршней 8 и 7 и соединяя их со сливным
80

рубопроводом, идущим к резервуару, так что давление на поршнях умень-
нается. При этом давление жидкости, действующей на внутренний пор-
пень 5, переведет золотник 6 в, положение, при котором жидкость под
давлением будет проходить через центральное окно d и далее через рабочее
жно клапана 3 к цилиндру.
Жидкость, вытесняемая из нерабочей полости цилиндра, поступает в рас-
тределитель через второй канал Ь> который в этом случае соединяется через
<амеру а со сливной линией. После выключения электромагнита / клапан 9
возвращается в свое верхнее седло, в результате чего равновесие сил
давления восстанавливается, и золотник возвращается в центральное
положение.
•При включении
электромагнита 2 система действует в обратном
направлении. В этом случае
жидкость направляется к каналу 6,
а окно с соединяется со сливной
линией.
На рис. 53 показаны
положения рабочих элементов
распределителя. В отличие от ранее
рассмотренной схемы распределителя
(см. рис. 51) данный
распределитель при выключеных
электромагнитах не блокирует полости
силового цилиндра, а соединяет
их с баком. В положении
распределителя, представленном на рис.
53, а, включен левый
электромагнит и на рис. 53, в — правый
электромагнит; в положении,
представленном на рис. 53, б, выключены
оба электромагнита.
Крановые распределители.
Пробковые краны находят
применение в качестве распределителей
при небольшом расходе и давлении.
В крановых распределителях
рабочий элемент (пробка)
цилиндрического или конусного (рис.
54, а) типа совершает поворотные
относительно своей оси движения.
Пробка крана должна быть
уравновешена от статических сил
давления жидкости, так как в
противном случае она будет прижата
к одной стороне, вследствие чего
могут развиваться большие силы
трения. Уравновешивания в
кране, схема которого представлена
на рис. 54, б, достигают
диаметрально противоположным действием давления жидкости на пробку.
Подвод жидкости осуществляется через каналы а и питание
гидродвигателей — через каналы Ь\ «бак соединен с каналами с.
Для уменьшения трения поворотные краны следящих систем часто
центрируются на подшипниках качения, например игольчатых (рис. 54, в).
В кранах с цилиндрической пробкой герметизирующий контакт
обеспечивается притиркой, а в кранах с конусной пробкЪй — с помощью пружины
81
Рис. 53. Схемы действия плоского золотника
с серводействием

(см. рис. 54, а), усилие которой должно превышать противодействие
давления жидкости, стремящейся вытолкнуть кран из гнезда. Поскольку пружина
рассчитывается на максимальное рабочее давление, то при малом и нулевом
Рис. 54. Схемы крановых
распределителей
давлениях для поворота крана требуются значительные усилия и в
особенности, если последний рассчитан на высокие давления. Ввиду этого такие
краны применяются при давлении <100 кГ/см2.
На рис. 55, а—в показана схема
включения распространенного кранового
распределителя в систему управления силовым
цилиндром. Насос соединен с каналом а и бак
с каналом Ъ\ каналы с и d — с
гидродвигателем.
Пробка крана имеет два
перпендикулярных, но не пересекающихся отверстия. Она
может занимать два и больше угловых
положения. Подобные краны применяются в
качестве самостоятельного распределителя, а
также в качестве кран-пилота.
Поворотный кран с плоским
распределительным элементом. Применяются также
распределители (краны) с поворотным плоским
распределительным элементом (золотником).
Схема простейшего крана этого типа
представлена на рис. 56, а. Плоский поворотный
элемент / имеет два серпообразных паза
(окна) с и g. С помощью глухого паза g
канал /, ведущий к баку, последовательно
соединяется при повороте крана на 90° с
каналами е и d, ведущими к гидродвигателю;
в свою очередь, эти каналы с помощью паза с
и сквозного отверстия Ь в поворотном эле-
Рис. 55. Схемы включения в гидросистему пробкового
крана
82

менте / последовательно соединяются со входным каналом А, связанным
с насосом.
Для разгрузки поворотного элемента от сил рабочего давления жидкости
в последнем выполнена камера а, соединеннаяч: полостью рабочего давления.
Сила давления жидкости в этой камере противодействует силе, прижимаю-
* щей поворотный элемент / к
основанию крана.
Для разгрузки подвижного
элемента применяют также краны
с цилиндрическими втулками
(рис. 56, б), действие механизма
Рис. 56. Краны с плоским поворотным элементом
разгрузки которых основано на том же принципе, что и действие
рассмотренных плоских золотников поступательного движения (см. также рис. 51).
Герметичность обеспечивается втулками 2 и 4, поджимаемыми пружинами 1
и давлением жидкости в каналах а и 6, соединенных с гидродвигателем,
к плоской поверхности
поворотного золотника 3.
В гидроприводах следящего
типа применяют прецизионные
Рис. 57. Плоский поворотный золотник (а) и его расчетная
схема (б)
золотники подобного типа, с поворотным плоским элементом и нулевым
перекрытием. Схема подобного золотника показана на рис. 57, а. Жидкость
подводится из нагнетательной магистрали к отверстиям а и b корпуса 2.
В нейтральном положении поворотного плоского золотника 1 эти отверстия
83

перекрываются перемычками между расходными окнами /, /z, d и е этого
золотника, соединенными с полостями гидродвигателя.
Ширина s этой перемычки определяет размер перекрытия: при s = d,
где d — диаметр отверстия а, перекрытие равно нулю. В бак жидкость
отводится через отверстия k, с, f и g.
В рассматриваемом золотнике применены спаренные окна для увеличения
площади каналов и получения равномерного распределения нагрузки на
поворотный золотник.
При условии равенства диаметров отверстий а и b питания
(распределительных окон) и при нулевом перекрытии (s = d) угол между центрами 0г
и О3 распределительных окон во втулке и в
золотнике (рис. 57, б) в момент начала их совмещения
(касания) равен ср. При повороте золотника в
направлении совмещения (в направлении стрелки)
окон на некоторый угол Дф угол у между
центрами этих отверстий в новом их положении (между
■ а центрами Ог и О2)
у = ф — Дф.
Расстояние ху равное примерно половине
расстояния между центрами Ох и О2, и угол а
определяются из геометрических соотношений
х = Rsin -—- = Rsin Гarcsin ~ ~-~ 1 ;
cos — = — или а = 2 arccos -—.
Площадь сегмента, который образован дугой
окружности окна радиусом г, равная половине
площади проходной щели, образованной при
повороте на угол Дф (при сочетании круглого
проходного окна с прямоугольным),
Рис. 58. Элементы
клапанного распределителя
180
— sin
»)■
Полная площадь открытия золотниковой щели при сочетании двух
круглых отверстий равного диаметра
Клапанные распределители. В гидросистемах некоторых машин
применяются также клапанные распределители, которые просты в изготовлении
и надежны в эксплуатации, а также могут обеспечить высокую (практически
полную) герметичность. Схема клапана показана на рис. 58, а.
Затворы клапанов приводят в действие ручными, механическими и
электротехническими устройствами. Из ручных устройств наиболее
распространены клапаны с качающимся рычагом, схема которого для питания одной
полости гидродвигателя двустороннего действия приведена на рис. 59, а.
В нейтральном (среднем) положении качающегося рычага 1 оба. клапана 2
и 3 находятся в своих гнездах; в этом положении клапанов канал Ъ
гидродвигателя отсоединен как от канала а, связанного с насосом, так и от
канала с, связанного с баком. Пди повороте рычага 1 вправо с
гидродвигателем соединится канал а насоса, при повороте влево — канал с бака.
Схема четырехходового клапанного распределителя представлена на
рис. 59, б.- При повороте'рукоятки / перемещается та или другая пара кла-
84

панов 2 или 3, обеспечивая подвод (отвод) жидкости к соответствующей
полости силового цилиндра 4.
R = PlF1 + Рпр + Sn-p2 (F2 - /),
где Fx и F2 — площади поверхностей контакта затвора с гнездом по
диаметрам Dj и D2 (см. рис. 58, б).
Если предположить, что усилие затяжки пружины Рпр и давление рх
жидкости после того, как затвор оторвется от седла, не изменятся и давление
в образовавшейся щели будет убывать по линейной зависимости от р1 до
р2 (см. кривую k на рис. 58, б), то усилие Rlt необходимое для дальнейшего
перемещения затвора после того, как он оторвется от седла, составит
Я1 = PiFi + PnPSd - р2 (F2 - /) - рср (F, - F2)t
где Sd — сила трения движения;
Рср — Pl 2 2 ^~ сРеАнее давление в щели.
Рис. 59. Схемы клапанного распределителя
Следовательно, сила R больше силы Яг на
Р1 + Р2 (И р \
2 \ г — 2'*
а также на разность сил трения покоя Sn и движения Sdi в соответствии
с чем после отрыва затвора от гнезда усилие, необходимое для дальнейшего
его перемещения, снизится.
После открытия затвора давление в полости а повысится до рг = р2 +
+ А/?, где Д/7 — приращение давления в полости 2 после открытия затвора.
В соответствии с этим повысится также среднее давление в конусной щели
Таким образом,
Pi + Рч + <
Sd - (ft + Ар) (Л -
- F2).
Очевидно, что закон распределения давления по длине щели клапанного
распределителя, находящегося в покое, может быть также и степенным,
причем кривая / распределения давления может быть как выпуклой, так и
вогнутой (см. рис. 58, б), что приведет к изменению приведенных выкладок.
Распространены также клапаны с кулачковым приводом, схема одного
из которых изображена на рис. 60, а. На валике 3 находятся четыре кулачка 2,
соответствующим образом ориентированные один относительно другого. При
85

повороте валика кулачки воздействуют на штоки соответствующего
конусного затвора 1, обеспечивая подвод жидкости в полости силового цилиндра
(гидродвигателя) 5 и отвод ее. В положении, представленном на рис. 60, а,
жидкость от канала, связанного с насосом, поступает через открытый
(утопленный) затвор 4 в левую полость силового цилиндра 5 и удаляется в бак из
правой полости цилиндра через клапан. Остальные два затвора находятся
в своих седлах. При повороте валика вступают в действие эти затворы,
обеспечивая подвод жидкости в правую полость цилиндра 5 и отвод ее из левой
полости.
На рис. 60, б представлена схема трехпозиционного клапанного
распределителя прямого действия с двумя клапанами 1 и 4, управляемыми
электромагнитами 2 и 3. При выключенных электромагнитах оба клапана при-
Слив 1 . Гидродбиеатель
Гидродвигатель \ ' Питание
Рис. 60. Клапанный распределитель с кулачковым (а) и электромагнитным (б)
приводом
жаты пружинами к своим седлам. При этом магистраль нагнетания перекрыта,
а полости гидродвигателя (потребителя) соединены со сливом.
При включении электромагнита 2 клапан /, сжимая пружину,
переместится в крайнее левое положение и прижмется к левому седлу. В этом
положении одна из полостей потребителей соединится с магистралью
нагнетания. При включенном электромагните 3 и выключенном электромагните 2
сработает клапан 4, соединив вторую полость потребителя с магистралью
нагнетания.
Действующие силы. Усилие R (см. рис. 58, а), которое необходимо
приложить к хвостовику га затвора / клапана с острой уплотняющей кромкой для
поднятия или удержания его в поднятом положении (не учитывая реактивные
силы потока жидкости)и допуская, что давление среды на внешний торец
хвостовика га не действует, можно вычислить по выражению
R = PiF- P* (F-D + РПР + Sni
где pi и р2 — давление соответственно в полости а подвода жидкости к
распределителю и в полости Ъ отвода жидкости в систему
потребителей;
Г я£>2
г = —^ площадь поверхности контакта конусной части затвора 1
с седлом;
f — -£-d2 — площадь хвостовика т затвора;
РПр — усилие предварительной затяжки пружины 2\
Sn — сила трения покоя.
Практически контакт затвора распределителя происходит не по острой
кромке, а по конусу седла (см. рис. 58, б)г ввиду чего силы, действующие на
86

затвор, будут зависеть при этих же условиях от ширины поверхности его
контакта с седлом.
Если в конусной, щели, образованной поверхностью затвора с
поверхностью гнезда, давление отсутствует (контакт происходит по внешней кромке),
то к хвостовику т затвора для отрыва его от седла необходимо приложить
силу.
Способы разгрузки клапана. Недостатком рассмотренных клапанных
распределителей являются большие усилия, которые требуются для
преодоления давления жидкости на поверхность затвора клапана.
Для разгрузки затвора клапана от силы давления жидкости применяют
различные конструктивные средства, одним из которых является
уравновешивание этой силы силой,
противоположно
направленной.
На рис. 61, а
представлена расчетная схема
клапана с уравновешиванием
сил давлений,
действующих как на входе, так и на
выходе клапана. Клапан 2
в нижней своей части
снабжен
уравновешивающим , поршнем 3. Если
диаметр D4 этого поршня
равен диаметру D седла
клапана, то последний
разгружается от статических
сил давления рг жидкости
В камере О.
Д
рис
Схемы разгрузки клапанов от осевых сил давле-
ния жидкости на затвор
р
Для разгрузки клапа-
на от давления р2
жидкости в камере а применен второй поршень 1 диаметром D2.
Из рассмотренной схемы видно, что при условии D = Z)4 = D2 клапан
полностью статически уравновешен от сил давления жидкости. К седлу он
в этом случае прижимается лишь усилием пружины 4. В случае £>4 <£>
к усилию пружины добавится сила давления жидкости
прижимающая клапан к седлу.
Для того чтобы компенсировать после отрыва клапана от седла (при р2 >
> 0) усилие пружины, принимают D2 > D. Конструкция клапана с
подобной разгрузкой приведена на рис. 61, б.
ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ И РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ
Клапан является в общем случае устройством, предназначенным для
управления потоком жидкости путем автоматического изменения рабочего
окна под воздействием протекающей через него рабочей жидкости. В
гидроприводах клапаны используются в основном в качестве регуляторов
давления и расхода жидкости. Регуляторы давления подразделяются на
предохранительные (переливные) и редукционные клапаны, регуляторы расхода
подразделяются на стабилизаторы и ограничители расхода, а также делители
потока и обратные клапаны.
Предохранительные клапаны ограничивают повышение давления в
системе сверх заданного путем периодического и однократного отвода (страв-
87

ливания) жидкости в бак. Переливные клапаны предназначены для
поддержания давления в системе путем непрерывного стравливания жидкости,
как, например, при дроссельном регулировании расхода (скорости
гидродвигателя).
Различают клапаны прямого действия и двухступенчатые клапаны (с сер-
водействием). В клапанах прямого действия размеры рабочего окна изменяют
в результате непосредственного воздействия на запорно-регулирующин
орган (затвор) проходящего через него потока рабочей жидкости. В клапанах
с серводействием размеры рабочего окна (окон) изменяются в результате
воздействия потока жидкости на запорно-регулнрующий орган через
промежуточный элемент. Применяется также название «клапан давления», под
которым понимается регулирующий гидроаппарат, предназначенный для
управления давлением жидкости, а также «напорный клапан»,
предназначенный для ограничения давления в подводящей гидролинии, причем в
зависимости от выполняемой функции эти клапаны могут называться
предохранительными и подпорными клапанами.
Клапаны прямого действия
Принцип действия таких клапанов, применяемых в гидросистемах машин,
основан на уравновешивании внешней силой (пружиной, электромагнитом,
грузом и пр.) усилия давления жидкости, действующего на затвор клапана
т
Рис. 62. Схемы предохранительных клапанов
(шарик, плунжер с конусным посадочным местом и пр.), который под
действием этой силы плотно (герметично) перекрывает проходной канал
(рис. 62).
После того как сила давления жидкости, действующая на затвор клапана,
преодолеет эту противодействующую внешнюю силу, затвор, сместившись
со своего седла, откроет проход для жидкости в сливную линию (в бак). При
понижении давления на входе в клапан ниже значения, соответствующего
противодействующей внешней силе, затвор вновь перекроет проход жидкости
в бак. В соответствии с этим предохранительный клапан является
дросселирующим устройством (органом) с переменной площадью проходного сечения.
Наиболее простым из предохранительных клапанов является
шариковый с постоянной (рис. 62, а) или регулируемой затяжкой пружины. Однако
эти клапаны применимы лишь при относительно небольших давлениях и
кратковременном действии, так как при длительной работе шарик вследствие
вибрации неравномерно вырабатывает (разбивает) гнездо клапана. Для
уменьшения этой неравномерности выработки седла шарик, в особенности
в клапанах систем высоких давлений, снабжают направляющей т (рис. 62, б),
с помощью которой обеспечивается его перемещение лишь вдоль оси.
К этому же типу относится клапан с конусным затвором, схемы кото-
> рого изображены на рис. 62, в и 63> а. Обязательным условием обеспечения
88

герметичности последнего клапана является соблюдение строгой соосности
цилиндрической и конусной поверхностей затвора, а также соосности направ-,
ляющего цилиндра корпуса клапана и конусного гнезда.
Регулировка предварительного сжатия пружины 2 (рис. 63, а)
осуществляется с помощью болта 3. Для демпфирования колебаний предусмотрен
дроссель /.
Характеристики клапана. Качество предохранительного клапана
оценивается его статической и динамической характеристиками.
Статическая характеристика выражает зависимость между входной и
выходной величиндми в установившемся режиме при разных, но постоянных
а)
Рис. 63. Расчетные схемы предохранительных клапанов с конусным
затвором
нагрузках. Для клапанов такие характеристики обычно выражают
зависимость давления р и перемещения h затвора в функции расхода Q (р = / (Q)
и А => / (Q)).
Динамическая характеристика описывает переходной процесс,
происходящий в клапане в период перемещения затвора и изменения нагрузки,
расхода и т. д. К последним характеристикам относятся также и частотные
характеристики, снятые в режиме вынужденных колебаний.
Расчет клапана для работы в статическом режиме сводится к определению
площади рабочего окна, необходимого для прохода через него требуемого
расхода Q жидкости при заданном перепаде давления Др. Расход жидкости Q
и перепад давления Др связаны уравнением (20), в которое входит
переменная площадь / рабочего окна, зависящая от высоты h подъема клапана,
а также переменный коэффициент расхода \к.
На рис. 64 представлен экспериментальный график зависимости
коэффициента расхода \х клапана с углом конусности затвора при вершине, равным
а = 90°, от Re при различных перепадах давления Др — рх — р2. Re
рассчитывалось по выражению
v 2vfjxd ndv y
где гг — flo — гидравлический радиус;
здесь а — 2nd — смоченный периметр;
d — средний диаметр сечения щели, образованный затвором и
седлом.клапана.
89

Эксперименты проведены на масле АМГ-10 при температурах 30 и 50° С.
На этой кривой достаточно отчетливо наблюдаются два участка Re <J40
и Re > 40. Для первого участка (Re <40) коэффициент расхода может быть
вычислен по выражению
р, = 0,126Re.
Для второго участка (Re >> 40), который является основным
(преобладающим) для клапанов, коэффициент расхода практически не зависит от Re
и может быть принят для этого клапана \i = const = 0,75.
В ряде рекомендаций этот коэффициент при Re ^ 40 принимается
равным \1 = const = 0,8.
Поскольку сечение щели между затвором и седлом клапана при подъеме
изменяется, при расчете принимают среднее значение ее диаметра. В част-
§*
1^
I
I
^0,2
*>*
<
д _^сг^х •
***
с**
А- йр=5кГ/смг
о- йр =10кГ/смг
•- йр=15кГ/см2
*- йр =20 к Г/см2
8 10
20
60 80 100
Re
Рис. 64. Зависимость коэффициента расхода клапана |х от Re
ности, для конусного затвора средний диаметр щели при его подъеме
определяют приближенно (см. рис. 63, а и б):
А -
иср —
В соответствии с этим текущая площадь проходной щели клапана с
конусным затвором и с острой кромкой седла
где t — размер щели в сечении, перпендикулярном к направлению потока;
d — диаметр канала клапана (острых кромок седла);
dx — диаметр эффективного сечения конуса затвора клапана в поднятом
положении.
Из расчетной схемы клапана (см. рис. 63, а и б) следует, что
dt=:d — h sin а и t = h sin
в соответствии с чем
где h — высота подъема затвора клапана по его оси;
а — угол при вершине конуса затвора.
Поскольку h значительно меньше dy вторым членом разности можно,
в особенности при небольших подъемах (открытиях), пренебречь, в
результате получим упрощенное выражение
/ = ndti sin -д-.
90

В соответствии с этим выражение для расхода через клапан
Q = jihdn sin -х- у —— = /CA у Ар, (38)
где /С = ия" sin-5- I/ —■ — проводимость клапана.
z p p ~ч
Пользуясь выражением (38), находим высоту подъема рассматриваемого
клапана с острой кромкой седла:
h== « ух
\кпа sin a/2 р 2A/? *
Высота подъема в клапанах с а = 60ч-90° обычно выбирается равной /г =
= (0,2-5-0,3) d. Во избежание заклинивания угол а должен быть a ^ 60°.
Для применяемых в гидроприводах предохранительных клапанов высоких
давлений и малых расходов подъем затвора обычно
h = (0,1 + 0,5) d,
где d — диаметр проходного отверстия в седле клапана.
Для больших расходов и малых давлений применяют клапаны с подъемом
затвора h = (0,25-*-0,35) d.
Ввиду того, что коэффициент расхода [х для конусных клапанов с
достаточно острой кромкой гнезда сохраняется практически постоянным в
широком диапазоне подъемов h затвора (см. рис. 64), выражение (38) можно
представить для конкретных условий в виде
Q = В V~Ap,
где В = /С/г = \xhdn sin -|"-]/2/p — постоянный для данных условий член.
Предыдущее выражение для Q показывает, что при всех прочих равных
условиях расход пропорционален квадратному корню из перепада Ар =
^ Pi — Рг давления.
Скорость жидкости в подводящем канале (в отверстии гнезда)
предохранительного клапана при расчетах обычно выбирают до 15 м/сек, а в отдельных
случаях в клапанах высокого давления — до 30 м/сек и выше.
Силы, действующие на затвор клапана. На затвор клапана действуют
:илы гидростатического давления и трения, силы гидродинамического
воздействия потока, боковое усилие, обусловленное несимметричностью
распределения давления жидкости в радиальном зазоре и несоосностью затвора и
отверстия, а также силы бокового давления, вызываемого несимметричным
действием усилия пружины.
На первом этапе расчетов клапана учитывают лишь силы гидростатиче-
:кого воздействия.
Перепад давления Ар, соответствующий началу открытия (или концу
закрытия) затвора предохранительного клапана, для клапана с острыми
кромками посадочного седла (см. рис. 63, а), т. е. условие равновесия
статических сил, действующих на затвор клапана, можно определить (без
учета сил трения и веса затвора) по уравнению
/о /о
где Ар = рх — р2 — перепад давления на затворе клапана;
здесь рх и р2 — давление на "входе в клапан и в сливной его камере;
/0 = ~y — проекция поверхности затвора клапана, омываемой
жидкостью под давлением, на плоскость,
перпендикулярную к его оси (площадь сечения затвора по линии
контакта его с кромками седла);
91

Снижение расхода
it
b
г Зона
/ О/гистерезиса
/Повышение расхода
1
Ро Рн Ртах
Давление жидкости
Рис. 65. Зависимость давления
на входе в клапанах от расхода
жидкости
здесь d0 = d — диаметр круга этой проекции (для клапанов с острой кромкой
седла этим диаметром является диаметр d отверстия седла);
Ро = Ch0 — усилие предварительного сжатия пружины;
Си /i0 — коэффициент жесткости и предварительное сжатие пружины.
При этом условии перепад давления Др, соответствующий началу
открытия клапана с острой кромкой, равен перепаду давления в момент закрытия
клапана.
После того как клапан оторвется от своего гнезда, перепад давления
может существенно измениться. Последнее в основном обусловлено
возникновением гидродинамических сил, а также
тем, что при увеличении расхода через
клапан затвор последнего должен быть поднят
на соответствующую высоту, в связи с чем
усилие сжатия пружины, а следовательно, и
давление жидкости, требующееся для
удержания затвора клапана в поднятом
положении, повысятся.
На рис. 65 приведена зависимость
давления от расхода одноступенчатого клапана
при открытии затвора (при повышении
расхода) и при закрытии (при понижении
расхода). График показывает, что давление рН1
соответствующее началу открытия клапана
при повышении давления, больше давления р0
в конце закрытия клапана при снижении давления. Разница в этих давлениях
при равных расходах определяет гистерезис предохранительного клапана,
под которым в общем случае понимается разница между давлениями при
открытии и закрытии затвора при том же расходе. Применительно
к рис. 65 этот гистерезис характеризуется для текущего расхода разницей
давлений, выражаемой отрезком Ь.
Причинами, приводящими при изменении расхода к нарушению
стабильности давления (и к появлению гистерезиса), являются характеристика
пружины и трение подвижных деталей клапана, а также изменения
действующих при подъемах затвора клапана (в переходных режимах) сил
давления жидкости, в тбм числе сил инерции и гидродинамических сил.
Для повышения стабильности давления при изменении расхода в первую
очередь необходимо повышать эластичность пружины, что достигается
увеличением ее длины (уменьшением коэффициента ее жесткости С), а также
максимально понижать силы трения и ход затвора.
Зависимость давления от расхода идеального с этой точки зрения клапана
выражается без учета гидродинамических сил вертикальной прямой а
(рис. 65)" как при увеличении расхода от нулевого до максимального
значения, так и при снижении его от максимального до нулевого. Давления
в конце подъема, а также в конце закрытия затвора для этого клапана
совпадают с давлением рн начала подъема.
Силы трения плунжера определяют чувствительность 8 клапана к
изменению давления, которая оценивается отношением
где Др — превышение давления над номинальным (расчетным) давлением р,
определяемым усилием пружины клапана. Чувствительность колеблется
в довольно широких пределах (б = 0,03-f-0,l) и зависит от конструкции
рабочей части затвора и формы седла (плоской, конусной), а также от трения
плунжера. Так, например, в клапанах с плунжерным затвором (см. рис. 67)
чувствительность ниже, чем в клапанах" с конусным, а тем более с кромочным
затвором.
92

С учетом сил трения условие равновесия сил (без учета гидродинамической
силы потока жидкости и сил инерции), действующих на конусный затвор
клапана с острыми кромками в начале открытия клапана (отрыва затвора от
седла) или закрытия (Q ^ 0; Л^О),
/о /о '
где Ро — усилие пружины при нулевом подъеме клапана;
Ар — перепад давлений жидкости, соответствующий началу
открытия или концу закрытия затвора клапана;
/о --- Я|- — площадь сечения затвора клапана по линии контакта его с
кромками седла (проекция поверхности клапана, омываемой
жидкостью под давлением);
R — сила трения покоя подвижных частей клапана;
С — коэффициент жесткости пружины;
hQ — предварительное обжатие пружины (при нулевом подъеме
клапана). > ,
При приближенных практических расчетах трением часто пренебрегают.
После того, как затвор оторвется от своего гнезда (откроется),
перепад давления изменится ib-за уменьшения эффективной площади затвора,
на которую действует давление жидкости.
Из расчетной схемы, приведенной на рис. 63, аиб, следует, что при
закрытом клапане с острыми кромками седла давление жидкости действует на его
затвор по сечению диаметром d, тогда как при открытом клапане это сечение
определится переменным диаметром dx <; d сечения конуса затвора. В
соответствии с этим эффективная площадь клапана, на которую действует
давление жидкости после открытия затвира,
р 1
1эф — 4
будет меньше площади
/о — 4~~»
соответствующей закрытому затвору. Эффективная площадь (см. рис. 63, аи б)
\эф -■= ~{d — 2h sin p cos p)2 = ~ {d — h sin 20)2, (40)
где р = 90° — -Ц-.
Площади проходного сечения клапанной щели
Подставив площадь щели в уравнение (38) расхода, получим
Очевидно, для клапанов с небольшим подъемом затвора уменьшение
эффективной площади [эф клапана, обусловленное разницей d — dlf
ничтожно мало и им в большинстве случаев можно пренебречь. Условие
равновесия сил, действующих на затвор клапана с острой кромкой гнезда,
93

при максимальном расходе жидкости имеет вид
ЛРшах/эф = Лпах ± R = С (Ао + h) ± R;
дп Ртах ± R _ С (h0 + h) ± R
/эф /эф
где Ртах £> Ро — усилие пружины при сжатии ее на h0 + ft;
здесь Ро — усилие пружины при предварительном сжатии на Ло;
!эф ^/о — эффективная площадь клапана [см. выражение (40)];
h — подъем клапана по оси (см. рис. 63, а и б).
Влияние формы гнезда. В реальных клапанах гнездо имеет не острые
кромки, а некоторую поверхность (см. рис. 63, в), ввиду чего стабильность
сил давления жидкости, действующих на клапан, а следовательно, и разница
в давлениях рн в начале открытия и р0 в конце закрытия будет еще более
значительной. Из рис. 63, в видно, что перед отрывом затвора клапана от
седла усилие пружины уравновешивается давлением жидкости, действующим
на проекцию омываемой поверхности затвора, которой для герметичного
клапана будет площадь сечения отверстия диаметром d. После же того как
затвор оторвется от своего гнезда, жидкость поступит в щель, образованную
седлом и конусом затвора, в результате площадь, на которую будет
действовать давление жидкости, увеличится на проекцию площади седла на
плоскость, перпендикулярную к оси затвора. Очевидно, что давление у
внутренней кромки контакта затвора с седлом равно рабочему давлению ръ
тогда как у внешней кромки щели оно понизится до давления /?2, равного
давлению на выходе из клапана. При конусности поверхностей, образующих
щель, изменение давления от рг до р2 происходит по закону,
изображенному на рис. 63, в (заштрихованные площадки).
В соответствии с этим условие равновесия сил, действующих на затвор
клапана в момент закрытия окна,
Рпр = АР/0 ± R + Pcpfem
где рср — среднее давление, действующее на этот поясок после отрыва
клапана от седла (ft>0);
. я Ш2 —- d2)
1гн = —■—I— площадь проекции поверхности пояска гнезда на
плоскость, перпендикулярную к оси затвора.
Для определения дополнительного усилия давления жидкости,
действующего в рассматриваемой щели, пользуются средним значением давления,
которое по опытным данным
рср = 0,45 (рг — р2).
Отсюда давление, при котором клапан закроется (Л^О),
При недостаточной герметичности конусного затвора дополнительное
усилие от давления жидкости в щели гнезда клапана войдет также и
в баланс сил, действующих в момент его отрыва от седла при открытии
клапана, ввиду чего подобный клапан откроется при давлении ниже
давления, получаемого из выражения (39). .
Разрыв в давлениях начала открытия и конца закрытия такого клапана
можно понизить уменьшением ширины опорной поверхности гнезда. В
частности, контакт затвора клапана с седлом по кромкам, близким к острым,
обеспечивается часто тем, что углы при вершинах затвора и гнезда
выполняются различными (рис. 66, а). Площадь /, на которую действует давление
жидкости в начале открытия и в конце закрытия клапана, определяется для
94

этого клапана площадью вершины конуса
Распространены также клапаны с коническим седлом и сферическим зат-
юром (рис. 66, б). Эти клапаны обладают относительно небольшим сопротив-
1ением течению жидкости (в 1,5—2 раза ниже, чем в клапанах с7 коническим
$атвором). Угол (3 седла последнего клапана обычно равен 90° и диаметр D
:феры D = 2d. Площадь, на которую действует давление жидкости в начале
угкрытия и в конце закрытия этого клапана, является площадью сечения
J3>(x
Рис. 66. Клапаны:
а — с неравными углами конусов затвора и
гнезда; б — со сферическим затвором
Рис. 67. Расчетная схема
переливного клапана плунжерного типа
:феры по точкам ее контакта с гнездом плоскостью, перпендикулярной
* оси клапана. Эта площадь
Переливные клапаны
Рассмотренные клапаны могут применяться как в качестве
предохранительных с эпизодическим действием, так и в качестве переливных,
поддерживающих постоянное давление жидкости в системе путем непрерывного
зтвода (слива) части жидкости в бак. В практике такой гидроаппарат назы-
зают часто клапаном перепада давления или клапаном давления,
предназначенным .для поддержания определенного перепада давления в подводящей и
этводящей гидролиниях. Гидравлическими параметрами этого клапана
являются разность давлений в нагнетательной рн и сливной рсл линиях и рас-
код (перепуск) QCA в линию слива (рис. 67):
Осл = Он - Qd,
где QH — подача насоса;
Qe ~ Qh — Qca — расход потребителя (гидродвигателя).
В силу специфичности работы переливных клапанов они обычно
выполняются с плунжерным затвором. Величина h0 перекрытия затвором
(плунжером) окна, через которое масло после открытия клапана перетекает в бак,
должна быть несколько больше размаха возможных осевых колебаний
плунжера при его вибрациях с тем, чтобы он не ударялся при этом о свою опору.
Для демпфирования энергии колебаний в клапане предусмотрено
дроссельное отверстие а.
Связь между давлениями на входе в клапан рн и на выходе рсл, а также
расходом жидкости через клапан (расходом на слив) QCJl получим совместным
решением следующих уравнений (гидродинамической силой и трением
пренебрегаем):
95

расхода жидкости
равновесия затвора клапана
где d и ft — диаметр и ход затвора (открытие клапана);
Ро — сила предварительного сжатия пружины (при ft + ft0 = 0);
С — коэффициент'жесткости пружины;
ft0 — размер перекрытия плунжером окна слива в закрытом
положении клапана, т. е. размер, на который должен переместиться затвор от своей
опоры до положения начала слива жидкости.
Решив эти уравнения относительно ft, получим
Перепад давления в начале открытия проходного сечения (в момент отрыва
затвора от седла) клапана
К переливным клапанам не предъявляется требование герметичности,
поэтому сила, обеспечивающая герметичность, в закрытом положении
клапана может быть принята равной нулю и соответственно Ро = 0.
В этом случае условие равновесия клапана
С(А0 + h) = -~- (рн — рсл)<
Очевидно, и в случае переливного клапана для получения возможно
более пологой кривой рн = / (QCA), т. е. для уменьшения степени влияния
расхода QCA жидкости на давление pw, следует уменьшать коэффициент
жесткости пружины Си увеличивать диаметр d проходного отверстия клапана.
Действие гидродинамической силы. После отрыва затвора от седла (h i> 0)
появится в месте дросселирования жидкости гидродинамическая сила Рги^ру
стремящаяся закрыть клапан, т. е. действующая в том же направлении, что
и усилие пружины. Эту силу можно рассматривать как дополнительную
гидравлическую пружину с переменной жесткостью.
Гидродинамическая сила представляет собой реакцию потока жидкости
на затвор клапана и может достигать значения, способного существенным
образом изменить баланс действующих на него сил. В некоторых случаях
усилие пружины составляет в этом балансе менее 50% общей силы,
действующей на затвор.
Осевая составляющая гидродинамической силы потока жидкости по
закону изменения количества движения (см. рис. 63, б)
Ргидр = QP («1 — «2 COS а/2),
где Q и р — объемный расход и плотность жидкости;
иг и и2 -т- средняя скорость жидкости перед затвором (в подводящем
канале) и в проходной щели (в струе) клапана;
а/2 — угол отклонения потока в щели клапана.
Исследования показывают, что направление потока для распространенных
в клапанах углов конусности затвора при вершине (< 140°) практически
совпадает с образующей конуса затвора. В соответствии с этим угол а/2
может быть принят равным половине угла при вершине конуса затвора.
96

Поскольку скорость их <^ и 2, ею в большинстве случаев расчета можно
пренебречь. В результате получим упрощенное выражение
Ргидр = —QpU2 COS а/2.
Так как РгидР увеличивается с повышением расхода, а следовательно,
увеличивается с подъемом затвора клапана, в практике часто вводят по
аналогии с приятием жесткости пружины С понятие гидродинамической
жесткости:
где Ah — приращение подъема клапана, обусловленное увеличением расхода
жидкости.
Опыты показывают, что Сг1$р так же, как и жесткость пружины С,
изменяется в широком диапазоне расходов пропорционально открытию затвора и
практически не зависит от перепада давления на затворе клапана.
Суммируя гидродинамическую жесткость
с жесткостью пружины ,
получим результирующую суммарную жесткость клапана
п п | л АРгидр ~\~ &Рпр
^рез —- ^гидр "Г <-» — д^ •
Опыт показывает, что гидродинамическая жесткость во многих случаях
превышает (в 2 раза и более) жесткость пружины, ввиду этого приращение
усилия на клапане АР, обусловленное суммарной жесткостью СреЗУ
значительно превышает приращение АРпр, обусловленное жесткостью самой
пружины:
АР > АРпр. ,
В соответствии с этим изменение силы давления жидкости на затворе
клапана
АР - АРгидр + АРпр.
С учетом рассматриваемой гидродинамической силы уравнения,
выражающие равновесие затвора клапана с острыми кромками седла, примут при
максимальном расходе вид
тах !эф = С (Ло + К) + QpU2 COS -|- ± R\
= j£ [С (Ло + Л) + Сри, cos -f- ± R] .
Влияние сил инерции. На характеристику клапана в переходном режиме
влияет также его динамика, обусловленная ускорением подвижных частей.
Инерционные усилия в клапане определяются ускорением и массой затвора
с присоединенной массой пружины, значение которой обычно принимается
равной V3 массы пружины. В некоторых случаях (в клапанах больших
размеров, а также при малом сечении и большой длине сливных каналов)
учитывается также масса жидкости над клапаном и в каналах. Для
приближенных расчетов присоединенную массу пружины и жидкости в этом случае
обычно принимают равной 0,5 массы пружины.
4 - Т . М. Б а шта 97

Ускорение затвора принимается из условия равноускоренного его
движения
" ~" Л*2 '
где h и At — высота и время подъема (Открытия) затвора клапана;
Опыт показывает, что заброс давления при открытии клапана может
достигать 50% номинального давления.
Способы стабилизации давления. Для стабилизации давления необходимо,
чтобы после открытия затвора возникла добавочная сила, которая нагружала
бы его в направлении действия давления жидкости (сжимала бы пружину).
Для этой цели часто используют действие на затвор потока жидкости при
изменении направления входящей струи.
Рис. 68. Схемы элементов клапана с компенсацией сил, Действующих на
затвор
На рис. 68, а показана схема плунжерного клапана, в котором для этой
цели выполнена промежуточная кольцевая камера 6, расположенная после
проходной золотниковой щели. В этой камере при работе клапана образуется
промежуточное давление 0 <</?' <Р«> создающее дополнительное усилие на
плунжерный затвор 2, противодействующее усилию пружины /. Путем
соответствующего выбора площади этой камеры можно добиться требуемого
исправления- характеристики клапана.
Для улучшения рассматриваемой характеристики применяют также
клапаны с обратным конусом (рис. 68, б), в которых благодаря значительному
отклонению потока жидкости можно получить гидродинамические силы,
способные частично компенсировать растущее с подъемом клапана усилие
пружины. Помимо этого эффект компенсации здесь обусловлен также тем, что
с подъемом затвора увеличивается эффективная его площадь, поскольку при
подъеме d1i>d.
Эффект компенсации может быть повышен при применении двойной
конусности посадочного гнезда (рис. 68, в), благодаря которой в
промежуточной камере а при открытом затворе создается некоторое давление 0 << р' <J
<Р«, воздействующее на затвор в направлении действия давления жидкости
(против направления действия усилия пружины).
Опыт показывает, что в клапане этой схемы представляется возможным
получить практически стабильную характеристику.
Колебания (вибрации) клапанов. На затвор клапана, находящегося
в потоке жидкости, постоянно действует пульсирующее давление насоса,
являющееся периодической функцией времени с периодами, равными
обороту ротора насоса. Поскольку клапан представляет собой динамическую
Систему, связанную с упругой средой — жидкостью, в этой системе при
определенных условиях могут возникнуть автоколебания, которые способны
98

нарушить работу всей связанной с клапаном гидросистемы (вызвать
пульсации давления и пр.), а также вызвать поломку пружины клапана.
При известных условиях клапан, в особенности клапан с конусными
кромками седла (см. рис. 63, в), может вступить в переходных режимах в
колебания (вибрации), которые в условиях резонанса вызовут значительные
колебания давления во всей гидросистеме. Так, например, при мгновенном
увеличении расхода затвор клапана в силу действия сил инерции придет в
движение (откроется) с некоторым запаздыванием, в результате давление перед
клапаном резко возрастает, что выведет затвор за пределы требуемого
равновесного положения, соответствующего новому расходу. Это излишне
большое открытие (перемещение) затвора вызовет резкое снижение давления
перед ним, что, в свою очередь, приведет к излишне большому перемещению
затвора в сторону закрытия.
Кроме того, в клапане с конусным седлом колебания расхода и
сопровождающие их колебания скорости потока жидкости в щели между затвором и
седлом вызывают колебания давления в ней, которые вследствие нарушения
равновесия сил, действующих на затвор, являются дополнительным
фактором, возбуждающим колебания. Очевидно, чем выше перепад давления в
клапане и чем больше ширина кромки седла, т. е. чем больше разность D — d,
где D и d — диаметр основания и вершины конусного седла (см. рис. 63, в),
тем большим будет рассматриваемый возбуждающий эффект.
В результате указанного затвор клапана может вступить в
автоколебания, происходящие обычно с высокой амплитудой и частотой.
Источником, возбуждающим колебания клапанов, могут быть также
прочие внешние и внутренние возмущения, основными из которых являются
пульсации потока жидкости, подаваемого насосом [7].
Для снижения вероятности вхождения клапана в резонансные
колебания следует избегать режима, в котором частота возмущающих импульсов
совпадает с частотой собственных колебаний затвора клапана, определяемой
массой самого затвора и пружины с присоединенным объемом жидкости, или
кратна ей. Необходимо также избегать совпадения частоты собственных
колебаний клапана с частотой пульсации потока жидкости в системе.
Резонансные явления можно устранить путем создания сопротивления
при перемещении затвора клапана, сила которого была бы по возможности
пропорциональна скорости его перемещения. Этим требованиям наиболее
полно удовлетворяет гидравлическое демпфирование (см. рис. 63, а.и 67),
с помощью которого можно обеспечить устойчивость при всех практически
возможных возбуждениях. Очевидно, что эффективность демпфирования
клапанов зависит от размера дросселирующего канала, который обычно
подбирается экспериментально *.
Клапаны пластинчатого (плоского) типа
В некоторых конструкциях гидроприводов применяют клапаны с
плоскими посадочными поясками (рис. 69, а), которые отличаются высокой
герметичностью и надежностью.
На затвор клапана со стороны жидкости действует при открытии усилие
Р = Ар/ + Qp (иг — и2 cos P),
где Ар = рг — р2 — перепад давления до (рх) и после (рй) затвора;
/ = 2L площадь гнезда (подводящего канала) клапана;
Qp (и1 — и2 cos P) — гидродинамическая сила (реакция потока на затвор),
обусловленная изменением количества движения;
* Анализ динамической устойчивости клапана является темой курса «Теория
автоматического регулирования и динамика гидропневмосистем».
99

здесь Q — объемный расход жидкости через клапан;
р — плотность жидкости;
их и «2 — средняя скорость .жидкости перед затвором (в
отверстии гнезда) и в щели клапана;
Р — угол отклонения струи, вытекающей из щели клапана.
Угол отклонения потока (3 является величиной переменной и зависит от
подъема А затвора клапана, уменьшаясь с увеличением последнего, а также
от размеров D, d и s (рис. 69, а)у ввиду чего точное определение зависимости
этого угла от подъема определить чрезвычайно сложно, поэтому
ограничиваются приближенными оценками и экспериментальными данными. При
условии D = d этот угол можно принять при приближенных расчетах
равным р = 69°. При значительных
перекрытиях (D >> d) и малых
подъемах затвора можно
принимать р - 90°.
Усилие пружины, действующее
на затвор после открытия
клапана (А > 0),
Рпр = P0 + Ch = (Ао + А) С,
где Ро = Ch0 усилие начального
сжатия пружины (при
Л=0);
здесь ft о — начальное сжатие
пружины (при А = 0);
А — переменное значение
подъема затвора,
обеспечивающее расход Q.
Рис. 69. Клапаны:
а 4— с плоским затвором; б — с дифференциальным
плунжером
В соответствии с этим условие равновесия затвора клапана:
до открытия затвора
р0 = СЛО =• Др0/;
после открытия затвора
РпР = <йо + ЩС = Др/ + Qp (иг
и2 cos
(41)
где Др0 и Др — перепад давления при А = 0 и при A j> 0.
При малых расходах (при малых А) реактивной силой потока можно
пренебречь, в результате получим
Следовательно,
(Ао + А) С - Др/.
Из уравнения (41) следует
Дифференциальные клапаны
Для уменьшения размеров пружин и усилий их затяжки, которые при
больших расходах и давлениях жидкости принимают в случае клапанов
прямого действия недопустимые значения, применяют дифференциальные
клапаны с гидравлическим уравновешиванием части усилия, развиваемого
давлением жидкости. Это уравновешивание в большинстве конструкций
осуществляется при помощи дополнительного поршня 7, связанного с основным
поршнем затвора клапана. Практически в основу конструкций большинства
100 .

клапанов дифференциального типа (рис. 69, б) положен неуравновешенный
плунжер, имеющий пояски а и 6 разных диаметров. Очевидно, в этом клапане
пружина воспринимает лишь усилие давления жидкости, действующего на
эффективную площадь, равную разности площадей торцов плунжера:
Усилие предварительного сжатия пружины 1 для этого клапана находят
из уравнения
где йг и d2 — диаметры поясков Ь и а плунжера клапана.
Чрезмерное уменьшение эффективной площади затвора клапана, т. е.
уменьшение разности площадей (fx — f2) поясков а и Ь, приведет к тому,
что доля сил трения в балансе сил, действующих нз плунжер, будет настолько
велика, что клапан не сможет удовлетворительно выполнять свою функцию
из-за большого гистерезиса трения (см. рис. 65).
Двухступенчатые предохранительные клапаны
При применении клапанов прямого действия в системах высоких
давлений диаметры их затворов практически ограничены размером 25мм, поскольку
при более высоких их значениях недопустимо растут усилия пружин.
Для уменьшения усилия пружины при заданных расходе и давлении, а
также для повышения стабильности давления применяют двухступенчатые
клапаны (клапаны с сер во действием), показанные на рис. 70, а. Жидкость
Рис. 70. Двухступенчатые предохранительные клапаны
под рабочим давлением рх подводится в камеру я, соединенную через
дроссельное отверстие Ь с полостью с и полостью е на входе во вспомогательный
предохранительный клапан 3. Давление р3 в полости с действует на поршень i,
удерживая (совместно с пружиной 4) затвор 5 в закрытом положении.
Клапан закрыт до тех пор, пока давление р3 в полости с не преодолеет усилия
пружины 2 и не откроет вспомогательный клапан 3. После открытия этого
клапана давление жидкости в полости с вследствие ^сопротивления дроссельного
отверстия Ъ понизится по сравнению с давлением в полости а, в результате
затвор 5 оторвется от своего седла и давление рг в полости а понизится до
значения, при котором расход жидкости через клапан 3 будет равен тому
количеству жидкости, которое поступит в полость' с через дроссельное
отверстие Ь. Процесс вытеснения жидкости, а следовательно, и открытия основного
затвора клапана 5 зависит от перетекания в камеру с жидкости из напорной
магистрали через дроссельное отверстие Ъ.
101

Изменением усилия предварительного сжатия пружины 2 затвора
вспомогательного клапана 3 можно регулировать основной (запорный) клапан.
Для уравновешивания затвора 5 от сил сливного давления в нем
выполнено сверление g, соединяющее сливную полость h клапана с цилиндрической
камерой d, диаметр которой равен диаметру седла 6 клапана.
В конструкции клапана обычно предусматривается возможность
дистанционного управления разгрузкой насоса (переводом его в режим холостого
хода). Для этого в клапане выполнено отверстие /, при соединении которого
со сливной магистралью давление в полости с понизится до давления в этой
магистрали (рг я=? р2), в результате затвор 5, переместившись вправо,
соединит напорную и сливную магистрали.
На рис. 70, б представлена схема подобного клапана со вспомогательным
шариковым клапаном внутри основного клапана. Этот клапан прост в изго-
Рис. 71. Схема действия двухступенчатого предохранительного
клапана
товлении, однако отличается неуравновешенной силой сливного давления,
значение которой определяется отношением
где dx и d2 — диаметр поршня затвора и гнезда клапана.
Рассмотренный клапан часто выполняется по схеме, представленной на
рис. 71. При давлении в системе ниже заданного (рис. 71, а) затвор
шарикового клапана-датчика 3 закрыт. При этом давления в полостях Ь и с, которые
сообщаются между собой через дроссельное отверстие а в поршне 1, равны.
Пружина 4 удерживает поршень 1 в положении, при котором входной канал Ь
закрыт.
При повышении давления выше заданного значения, на которое
рассчитана пружина 2, шариковый затвор 3 клапана-датчика открывается, и
давление в полости с падает, в результате чего в полостях b и с создается
перепад давления, под действием которого поршень / переливного клапана
перемещается, соединяя канал нагнетания с баком (рис. 71, б).
Для сглаживания (срезания) забросов давлений (например, давлений,
развивающихся при гидравлическом ударе), рекомендуется применять
клапаны прямого действия (см. рис. 62), так как при применении для этих целей
клапанов с серводействием (см. рис. 70—71) могут возникнуть вследствие
неизбежного запаздывания в отработке сигнала (в открытии основного
затвора клапана) большие забросы давления. Как видно из схемы,
приведенной на рис. 71, смещение основного затвора (переливного клапана) может
произойти лишь после того, как будет открыт вспомогательный клапан и
жидкость; заполняющая камеру с, вытеснится в бак через отверстие клапана-
датчика 3. Однако эти клапаны отличаются более высокой, чем
одноступенчатые их типы, стабильностью давления, которая достигается здесь
благодаря тому, что нагрузка на затвор 5 (см. рис. 70) клапана осуществляется
102

давлением жидкости, максимальное значение которого определяется
характеристикой пружины 2 вспомогательного клапана 3 небольшого размера.
Благодаря небольшому расходу жидкости через дроссельное отверстие Ь
в поршне давление жидкости на поршень 1 при изменении расхода
практически не будет изменяться, а следовательно, стабильным будет и давление рх
при всех режимах потока жидкости через рабочее окно (щель) переливного
клапана.
Редукционные клапаны постоянного давления
Редукционный клапан или редуктор (рис. 72, а) представляет собой
автоматически действующий дроссель, сопротивление которого равно в каждый
данный момент разности между переменным давлением рн на входе в
клапан и постоянным (редуцированным) давлением рред <Срн на выходе.
Клапан предназначен для понижения
(редуцирования) давления в
каком-либо отводящем участке
магистрали (гидролинии) и
поддержания этого давления постоянным
независимо от давления в
подводящей магистрали, которое должно
лишь -несколько (на 2—3 кГ/см2)
превышать редуцированное
давление.
Эти клапаны применяются в
основном в том случае, если от
одного источника расхода (насоса)
питается несколько потребителей
(исполнительных двигателей),
требующих разных давлений.
Источник расхода (насос) в этом
случае рассчитывают на
максимальное давление, необходимое
для питания какого-либо из
потребителей.
В простейшем виде
редукционный клапан (рис. 72, а)
представляет собой плунжер 2 с
дросселирующей конусной головкой с
на правом конце и с
уравновешивающим поршеньком а на левом.
Жидкость под высоким давлением
рн подводится к каналу Ь и
отводится под редуцированным
давлением рред <prt через канал е.
Понижение давления с входного
рн до выходного рред и
поддержание последнего на постоянном
уровне обусловлено динамическим
равновесием сил, действующих
на подвижный плунжер 2, из
которых усилие пружины / дей-
Рис. 72. Расчетные схемы редукционных кла-
пацов
ствует в сторону увеличения открытия проходной щели-высотой у,
соединяющей каналы b и е, а давление рред в камере d и
гидродинамическая сила действуют в сторону уменьшения этой щели.
При некотором малом (меньше расчетного) давлении рред плунжер 2
усилием пружины 1 отжимается вправо и увеличивает зазор у, по которому
жидкость поступает из канала Ъ высокого давления рн в канал е редуциро-
103

ванного давления рред. После того как давление рред в последней линии
превысит расчетное давление, на которое отрегулирована пружина /,
плунжер 2 под действием давления рред жидкости переместится влево, частично
или полностью перекрывая доступ жидкости из канала Ъ в канал е
редуцированного давления.
При условии, что диаметр сечения конусной головки с затвора
плоскостью, проходящей по точкам жонтакта ее с кромками седла (соответствует
седлу с острыми кромками), равен диаметру поршенька ау силы давления рн
на плунжер 2 в начале открытия щели (зазор у = 0) уравновешиваются
(рред не зависит от рн), и уравнение состояния клапана имеет вид (силами
инерции и трения пренебрегаем)
где / = -г площадь указанного сечения конуса затвора;
Ро = Су0 — усилие предварительного сжатия пружины 1 (при у = 0);
у0 и С — предварительное сжатие пружины и ее жесткость.
При открытой щели (у >> 0) на затвор будет дополнительно
действовать в сторону закрытия затвора гидродинамическая сила Рг$ с учетом
которой уравнение равновесия плунжера 2 примет вид
л' _
Рред —
где рред — редуцированное давление при у > 0.
При небольших перемещениях величинами у и Рг можно вследствие их
относительной малости пренебречь, в результате для расчета
редуцированного давления можно пользоваться предыдущим уравнением, которое
прказывает, что при принятых допущениях расчетное значение рред не
зависит от входного давления рн. Однако вследствие нестабильности
влияния на гидродинамические силы Рг перепада давления Ар = рн — рред>
наблюдается также некоторое нарушение стабильности рреду т. е. рред =
= / (Рн)-
Для компенсации влияния на рред возможных изменений давления рсл
в сливной магистрали гидросистемы последняя соединена с камерой /, ввиду
чего сила сливного давления на поршенек а плунжера 2 суммируется с
усилием пружины /.
Недостаток этого клапана — низкая чувствительность к изменениям рред,
обусловленная трением поршня и малой площадью элемента, на который
действует редуцированное давление. Для устранения трения и повышения
чувствительности при невысоких (3—5 кГ/см2) редуцированных давлениях
применяют клапаны, роль поршня в которых выполняет резино-тканевая
гофрированная мембрана 2 (рис. 72, б).
Жидкость под высоким давлением рю подводимая через канал d в
камеру cf пройдя дросселирующую щель высотой у, образованную конусным
затвором 3 и гнездом клапана, поступает в камеру е и канал Ь потребителя
редуцированного давления рред. Пружина 7, как и в рассмотренной выше
схеме, стремится открыть затвор 3 клапана, а,силы давления рред жидкости
на мембрану 2 и силы давления рн на связанный с ней затвор 3 стремятся
его закрыть (уменьшить высоту щели у). Для демпфирования колебаний
применен дроссель 4.
Выражение, отражающее работу такого клапана, основано на следующих
исходных уравнениях:
расхода жидкости через щель клапана
Q = [in dy sto-g- ]/2 (Рн ~ Рред) ; (42)
104 '

равновесия затвора под действующими на него силами (допускаем
равномерное распределение давления по площади затвора и пренебрегаем силами
трения и гидродинамического воздействия)
= 0, (43)
где у и а — открытие (ход затвора) клапана и угол конуса затвора при его
вершине; s
Ро — усилие сжатия пружины при закрытом затворе клапана
(при у — 0);
D и d — диаметры мембраны и седла клапана.
. Подставив в выражение (42) у из выражения (43), получим
_(Ри_рр.)(^_ i)]
где
4С
Положив в уравнении (43) у=0,
получим выражение для определения
максимального давления рред на
выходе из редуктора:
D я - Ро D
Пред max — jr)2 Нн»
Из последнего выражения
следует, что выходное давление рред
несколько зависит от входного рН9
увеличиваясь с уменьшением
последнего.
Благодаря значительному
превышению диаметра D мембраны над
диаметром d гнезда клапана,, а также
уменьшенному трению
рассмотренный клапан отличается высокой
чувствительностью.
При более высоких
редуцированных давлениях мембрана заменяется
поршнем / того же диаметра D
(рис. 72, в). Расчет 'производится по
тем же уравнениям с добавлением в
выражение (43) силы трения поршня.
В некоторых случаях требуется
обеспечить высокую чувствительность
и поддержание заданного
редуцируемого давления при малых расходах
Рис. 73. Редукционный клапан мембранного
(сильфонного) типа (а) и редукционно-предо-
хранительные клапаны (б и в)
(близких к нулю). Поскольку при рассмотренных выше плунжерных схемах
с щелевым уплотнением и конусными затворами (рис. 72) обеспечить
требуемую герметичность трудно, применяют клапаны с пластинчатым
(плоским) затврром У, в котором уплотнение подвижного соединения осуществлено
при помощи металлического сильфо'на 2 (рис. 73, а).
Условие равновесия такого клапана без учета гидродинамической силы
может быть приближенно записано
(Рн — Рред) f + PpedF = Pnp — СМ,
. , Jtd2
где / ~ ~4 площадь поперечного сечения входного канала
(отверстия) диаметром d;
105

F — полезная площадь сильфона (см. стр. 61);
Рпр — суммарное усилие пружины 3 и сильфона 2 при нулевом подъеме
клапана (у = 0);
Сх — суммарная жесткость пружины 3 и металлического сильфона 2;
у — открытие клапана.
При малом подъеме клапана величиной Сгу можно пренебречь, в
результате получим выражение для вычисления редуцированного давления
Р f
Рред = p — f Рн F — f *
Редукционно-предохранительные клапаны
На рис. 73, бив представлена схема клапана, в котором совмещены
функции редукционного и предохранительного клапанов. Положение клапана,
представленное на рис. 73, б, соответствует подводу к потребителю жидкости
под редуцированным давлением. При этом жидкость из магистрали
нагнетания под давлением рн поступает через щель между грибком клапана 1 и
седлом в корпусе 2 к потребителю.
До того, пока давление ррсд в системе потребителя не достигло
заданного значения, поршень 3 отжат пружиной 4 в крайнее левое положение.
В этом положении конусная игла клапана 1 упирается в седло поршня 3,
пружина 5 сжата, поэтому клапан открывает максимальный проход
жидкости к потребителю.
При повышении давления рн на входе в редуктор повышается также
давление рред в полости потребителя, в результате поршень 3 под действием
давления жидкости сжимает пружину 4 и перемещается вправо. При э,том
под действием пружины 5 вправо перемещается также й клапан 1> в
результате зазор между левым грибком клапана и седлом корпуса уменьшается.
При достижении заданного редуцированного давления рред в системе
клапан 1 закроется полностью. При уменьшение редуцированного давления
в системе поршень 3 снова переместится влево и откроет клапан, в
результате давление в системе увеличится.
При повышении редуцированного давления сверх заданного значения
сила давления жидкости на поршень 3 увеличивается настолько, что он,
перемещаясь вправо (рис. 73, в)у отходит от конусной иглы клапана /,
в результате конусный грибок этого клапана сядет в свое гнездо корпуса 2,
а между иглой клапана и седлом поршня 3 при дальнейшем его
перемещении образуется зазор, через который жидкость из камеры а
редуцированного давления поступает на слив. В этом случае редуктор действует в
качестве предохранительного клапана системы потребителя (системы
редуцированного давления).
Двухступенчатые редукционные клапаны
Для повышения стабильности редуцированного давления применяют
редукционные клапаны непрямого (двухступенчатого) действия (рис. 74).
Этот клапан состоит из подвижного конусного затвора /, второй конец
которого выполнен в виде поршенька 2. При условии равенства диаметров
поршенька d± и гнезда d2 конусного затвора и у ^ 0 входное давление рНУ
действующее на затвор, уравновешивается. Кроме того, поскольку камера а
выходного (редуцированного) давления рред соединена через дроссельное
отверстие b с камерой с, при dx = d2 также уравновешивается сила
выходного давления рред, действующая на затвор ).
При повышении выходного давления рред сверх расчетного значения
шариковый клапан 3 приоткроется, в результате давление в камере с
понизится и создастся перепад давления между камерами а и с, под действием
106

которого затвор 1 переместится вверх, уменьшая при этом зазор у, а
следовательно, снижая расход жидкости в камеру а. В результате давление рред
снизится до заданного значения, при достижении которого шариковый
клапан 3 вновь закроется, а кбнусно-поршиевой затвор 1 будет находиться в
состоянии динамического равновесия под действием давления рред жидкости.
Если выходное давление рред в камере а понизится ниже расчетного
значения, то зазор у под действием пружины, действующей на затвор,
увеличится, и давление в камере восстановится, повысившись до прежнего
значения.
Таким образом, расход через шариковый 3
клапан 3, определяемый сопротивлением
дроссельного отверстия Ь, не зависит от расхода
через зазор у, образованный седлом клапана и
конусным затвором 1.
Клапан обеспечивает высокую стабильность
величины рред практически независимо от
входного давления рн и расхода жидкости из
камеры а.
ДРОССЕЛЬНЫЕ РЕГУЛИРУЮЩИЕ
УСТРОЙСТВА
Дроссель — регулирующий гидроаппарат,
предназначенный для изменения расхода и
давления потока рабочей жидкости в
результате прохождения этого потока через местное
сопротивление. Иначе дроссель представляет
собой местное регулируемое или
нерегулируемое сопротивление, устанавливаемое на пути
течения жидкости с целью создания перепада
давления или ограничения ее расхода,
достигаемого отводом (сбросом) части жидкости через
переливной клапан в сливную магистраль.
По принципу действия различают:
дроссель вязкостного сопротивления, потеря давления в котором
определяется преимущественно сопротивлением потоку жидкости в дроссельном
канале большой длины;
дроссель вихревого сопротивления, потеря давления в котором
определяется в основном деформацией потока жидкости и вихреобразованием в
канале малой длины.
Дроссели первого типа характеризуются большой длиной и малым
сечением дроссельного канала и соответственно небольшим Re, ввиду чего
потеря в них давления обусловлена трением при ламинарном течении, т. е.
потеря давления является при всех прочих равных^ условиях практически
линейной функцией скорости течения жидкости.
Подобный дроссель обладает высокой стабильностью характеристик,
под которой понимается свойство сохранения характеристики неизменной
при повторных установках дросселя в одно и то же регулировочное
положение. Однако поскольку потеря давления в таком дросселе изменяется прямо
пропорционально вязкости жидкости, гидравлическая характеристика его
Ар = / (Q) зависит от температуры. Такие дроссели получили название
линейных.
В дросселях второго типа изменение давления происходит практически
пропорционально квадрату скорости потока жидкости, ввиду чего такой
дроссель называют квадратичным. Характеристика такого дросселя
практически не зависит от вязкости в распространенном ее диапазоне.
Рред
Рис. 74. Двухступенчатый
редукционный клапан
107

Пробковые дроссели
В гидросистемах низкого давления (до 50 кГ/см2) распространены
дроссели типа поворотного крана (рис. 75), регулирование сопротивления
которых осуществляется поворотом пробки, выполняемой с различными
проходными сечениями. Сочетанием различных форм проходных сечений
представляется возможным получить широкий предел регулирования и
требуемую характеристику. В частности, прямоугольная форма проходного
сечения дает возможность обеспечить практически линейную зависимость
расхода от угла поворота пробки.
На рис. 75 приведены
расчетные схемы распространенных
пробковых дросселей поворотного
типа. В дросселе, схема которого
приведена на рис. 75, а, рабочее
окно образуется пересечением
кольцевой щели поворотной
пробки с круглым отверстием в гильзе.
Текущую площадь / сечения
окна находим из геометрических
соотношений по формуле
/ = збо фа-
Угол поворота ф пробки
0—180°. Максимальная площадь
сечения окна соответствует углу
Ф = 180° и подсчитывается по
выражению
с ndb
/max — о~ •
Рис. 75. Типы крановых дросселей
В дросселе, схема которого показана на рис. 75, б, рабочее окно
образуется пересечением пробки, имеющей эксцентричный паз (усик)
треугольной формы, с круглым отверстием в гильзе. Текущая площадь сечения паза
ф
— пг —Х-
90
f = ас
sin
2 <Р
Угол поворота ф пробки 0—90°. Максимальная площадь сечения паза
соответствует углу ф = 90° и подсчитывается по выражению
/max = 0,5 ас.
В дросселе, схема которого представлена на рис. 75, в, рабочее окно
образуется пересечением прямоугольного эксцентричного паза поворотной
пробки с круглым отверстием в гильзе. Текущее значение площади сечения
паза
f = brn = 2cb sin2 -|-.
Угол поворота <р пробки 0—90°. Максимальная площадь сечения паза
соответствует углу поворота ср = 90° и подсчитывается по выражению
/max ~ *£'
Недостатком дросселей с поворотной пробкой является некоторая
зависимость расхода жидкости через них от температуры, а также возможность
засорения проходного канала, особенно при малых его сечениях (при малых
расходах и больших перепадах давления).
108

Линейные дроссели
Для устранения засорения применяют дроссели, регулирование
сопротивления в которых достигается изменением длины дроссельного канала
(линейный дроссель). В линейном дросселе, приведенном на рис. "76, а и б,
сопротивление регулируется изменением длины а канавки однозаходного
винта путем ввинчивания или вывинчивания винта. Сопротивление этого
дросселя зависит от вязкости жидкости, поэтому он может быть применен
лишь при условии постоянства температур.
Дроссельный канал можно рассматривать как трубку прямоугольного
или треугольного, в зависимости от профиля резьбы, сечения и расчет
сопротивления в первом приближении вести по общим формулам для труб.
Для канавки прямоугольного сечения со сторонами а и Ъ
где L — ndk — длина канавки при
среднем диаметре d
резьбы и числе k
витков;
ab
г = _—_ — гидравлический ра-
Z{a -f- о)
диус, равный
отношению площади аЪ
сечения канавки к ее
периметру 2 (а + Ь)\
скорость потока;
а) Т \
Значение
и
р — плотность жидкости.
Рис. 76. Схемы линейных дросселей
Квадратичные дроссели
К дросселям гидросистем, работающим в условиях широкого
температурного диапазона, предъявляется требование — форма проходного сечения
дроссельного клапана не должна значительно изменять коэффициент
расхода жидкости при измерении теплового режима реботы, т. е. при
изменении вязкости жидкости. Кроме того, поскольку при уменьшении периметра
проходного сечения канала дросселя уменьшается вероятность его
засорения, этот периметр следует выбирать минимальным. Очевидно, лучшими
с этой точки зрения являются дроссели с меньшим отношением периметра
дроссельной щели к площади ее сечения и с наиболее короткими каналами
(проходами для жидкости).
Этим требованиям наиболее полно отвечает квадратичный дроссель в виде
тонкой шайбы (диафрагмы) с круглым отверстием и острыми кромками
(рис. 77, а). Дросселирующие свойства отверстий в таких шайбах
обусловлены в основном потерями энергии при внезапном сужении и расширении
потока, причем расширение потока сопровождается интенсивным вихреобра-
зованием в зоне отрывного течения. Благодаря этому подобные дроссели
обладают минимальной зависимостью сопротивления от вязкости жидкости.
При разработке гидросистем часто требуется дроссель, обладающий
высоким гидравлическим сопротивлением (большим перепадом) и стабильной
расходной характеристикой при колебаниях вязкости. Обеспечить
подобные требования одной дроссельной, шайбой не представляется возможным,
поскольку размер ее отверстия» при 'этом может быть столь малым, что
возможно засорение загрязнениями жидкости. Ввиду этого применяются-
многоступенчатые дроссели из нескольких последовательно расположенных дрос-
109

сельных шайб (рис. 77, бив), принцип действия которых основан на
многократном сужении и расширении потока жидкости.
Сопротивление такого дросселя регулируется при данном размере
отверстия подбором количества шайб. Поскольку расстояние между
шайбами обычно мало, а поперечное сечение шайбы (диаметра D) велико
в сравнении с сечением отверстия в шайбе, можно считать, что
гидравлическое сопротивление такого пакета обусловлено потерями давления при
истечении через отверстия в тонкой стенке.
Практика показывает, что на расходные характеристики такого дросселя
несколько влияют расстояние / между шайбами (рис. 77, в), которое должно
г) д)
Рис. 77. Схемы квадратичны-х дросселей
быть не меньше (3—5)d, где d — диаметр отверстия, а также толщина s
дросселирующей шайбы или ее кромки (рис. 77, а), которая обычно
выбирается не более (0,4—0,5) d.
Диаметр d отверстий в шайбах должен быть не меньше 0,3 мм, так как
в противном случае возможно их засорение загрязнениями жидкости. При
сборке дроссельного пакета шайбы обычно смещаются относительно друг
друга так, чтобы отверстия в них не находились одно против другого.
Применяется также наборный дроссельный пакет из чередующихся
последовательно шайб с несколькими (двумя и четырьмя) отверстиями (рис. 77, в).
При чередовании таких шайб оси отверстий не будут находиться на общей
оси.
Выпускаются также одношайбовые регулируемые дроссели.
Регулирование здесь достигается применением дроссельной иглы (рис. 77, г), при
помощи которой изменяется сечение дроссельного отверстия.
Для повышения тонкости настройки регулируемого диафрагменного
дросселя проходное сечение его часто выполняют в виде угловых или
прямоугольных канавок (рис. 77, д), выполненных на цилиндрической части
подвижной детали (запоре), которые могут выполняться как постоянного, так
и переменного сечения по ходу этой детали. Этот дроссель имеет
преимущества перед игольчатым дросселем, представленным на рис. 77, г, как по
возможности получения малых расходов, так и по возможности
уменьшения засорения щелей.
ПО

Потеря давления в диафрагменном дросселе с круглым отверстием и острой
кромкой (см. рис. 77, а) обусловлена потерями на удар [6], ввиду чего при
практических расчетах этих дросселей можно применять формулу (20)
для расчета расхода при истечении жидкости из отверстия в тонкой стенке.
Сопротивление диафрагменных дросселей с регулирующим вентилем
(см. рис. 77, г) можно рассчитывать по известной формуле .(19) для
вычисления местных потерь напора, приняв коэффициент £ = 2ч-2,2 (см. работу [7]).
Эти же значения коэффициента £ можно принять при расчете дросселей
кранового типа (см. рис. 75, а), скорость потока жидкости для которых
принимают для наиболее узкого места канала.
При приближенном расчете многошайбового дросселя, состоящего из п
одинаковых шайб, находящихся на равном расстоянии / друг от друга (см.
рис. 77, б), пренебрегают потерями в камерах: между шайбами и влиянием
на сопротивление противодавления в них, а также допускают, что общее
сопротивление (перепад давления) Арп дроссельного пакета шайб равно
сумме сопротивлений Ар отдельных шайб:
Арп = Арп или Ар = —£2-.
Поскольку через каждую шайбу протекает в единицу времени одно и
то же количество жидкости, то расход Q жидкости при условии равенства
сечений отверстий в шайбах
Ж, (44)
где \i — коэффициент расхода для единичной шайбы;
ш — ?L площадь сечения отверстия в шайбе;
\in — приведенный коэффициент расхода дроссельного пакета
шайб.
Этот коэффициент показывает, насколько расход жидкости через
дроссельный пакет, состоящий из п одинаковых шайб меньше при том же
перепаде давления, чем расход через дроссель с одной шайбой. Значение его
Из приведенных данных следует, что диаметры отверстий дросселя с
одной и многими шайбами при заданных постоянных расходе Q и перепаде
давления Ар связаны соотношением
где d и dn — диаметры отверстий при одно- и многошайбовом дросселе.
На основании приведенных данных можем написать
2£ fr (46)
При более точных расчетах необходимо учитывать противодавление
среды, в которую происходит истечение жидкости. Под действием этого
противодавления фактический расход через пакет шайб при
турбулентном течении может отличаться от расхода, рассчитанного по
выражению (45). Опыт показывает, что при установившемся турбулентном
режиме (Re > 2-Ю3) фактический приведенный коэффициент расхода \in
превышает расчетный \ini вычисленный без учета противодавления, в coot*
ветствии с чем
п~~~ Yn9
111

где k — поправочный коэффициент, характеризующий это превышение.
Среднее значение этого коэффициента для Re > 2-Ю3 можно принять
равным 1,25.
Однако при этом необходимо учесть, что, поскольку при заданных
условиях диаметр d одношайбового дросселя меньше диаметра шайб
многошайбового дросселя dny разными при постоянных Q и Ар будут также
Значение этого числа для многошайбового дросселя
Re' = -у- Re.
С учетом выражения (46) эта зависимость Re от п примет вид
Расход через многошайбовый дроссель зависит при всех прочих равных
условиях от расстояния I между шайбами, оптимальным значением которого
следует считать I ^ 5d.
Расчет многошайбового дросселя с чередующимися шайбами с одним и
двумя отверстиями равных размеров производят исходя из условия, что
проводимость, согласно выражению (21); шайбы с двумя отверстиями в 2 раза
выше проводимости шайбы с одним отверстием. В соответствии с этим
расчет такого дросселя можно практически производить по равенству (44)
с заменой приведенного коэффициента расхода пакета на
.. _ Р
где пг ип2 — количество шайб соответственно с одним и двумя отверстиями.
В соответствии с приведенным равенство (46) примет вид
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ГИДРОАППАРАТЫ УПРАВЛЕНИЯ
Гидросистемы включают в себя большое количество различных
вспомогательных гидроагрегатов (аппаратов), предназначенных для
регулирования, дозирования и ограничения расхода жидкости, защиты гидросистемы
от потери рабочей жидкости при разрушении какого-либо агрегата или
участка магистрали, фиксирования гидродвигатёля в заданном
положении и пр.
Ограничители (регуляторы) расхода жидкости
В тех случаях, когда требуется обеспечить постоянный расход жидкости,
например, для поддержания постоянной скорости вращения
гидродвигателя при переменной его нагрузке (давлении), в линии питания потребителя
устанавливают ограничители расхода (регуляторы расхода), которые путем
автоматического регулирования потери напора обеспечивают заданный
расход жидкости.
Регулятор расхода — регулирующий гидроаппарат, предназначенный
для поддержания определенного потока проходящей через него рабочей
жидкости вне зависимости от колебания разности давления в подводящей и
отводящей гидролиниях.
Схема подобного регулятора расхода изображена на рис. 78, а.
Регулятор имеет два дросселя, один из которых нерегулируемого типа выполнен
112

в донышке Ъ поршня и второй автоматический регулируемый в зависимости
от перепада давления выполнен в виде окна d переменного сечения. Жидкость
из входного канала а поступает в камеру 6 и далее через дроссельное расхо-
домерное отверстие с в подвижном дроссельномч поршне 1 и окна d
переменного сечения в корпусе' направляется к выходному каналу еу связанному
с потребителем. Поршень 1 нагружен слабой пружиной 2, усилие которой
уравновешивается перепадом давления, создаваемым сопротивлением
отверстия с. Если расход жидкости потребителем увеличится, то увеличится
и перепад давления, в результате поршень / переместится вправо и частично
перекроет окна d, уменьшая расход до значения, на которое рассчитан,
ограничитель. При уменьшении расхода поршень 1 переместится влево и
уменьшит суммарное сопротивление окон d и отверстия с.
Рис. 78. Схема и конструкция регулятора расхода
Если отверстие с в донышке поршня / выполнено по схеме, приведенной
на рис. 77, а (в виде отверстия в тонкой стенке), то условие равновесия
поршня 1 определится выражением [см. также выражение (20)]
Р О2 о
где F — площадь сечения поршня /;
Ар — перепад давления в отверстии с;
Рпр — усилие сжатия пружины 2;
Q — расход жидкости через отверстие с;
f — площадь отверстия с:
Площади / и усилие Рпр рассчитывают обычно на перепад давления Ар ^
^3-^5 кГ/см2 для заданного предельного расхода жидкости.
На рис. 78, б представлена1 конструкция ограничителя расхода,
подобного предыдущему. В отличие от рассмотренной выше схемы в данной
конструкции деталь 2, служащая направляющей пружины 3, имеет осевое
калиброванное отверстие 6, обеспечивающее минимальный расход жидкости
при максимальном давлении, при котором расходные окна а и с перекрыты
плавающим поршнем 1 с отверстием в торце.
При изменении направления потока жидкости поршень /
устанавливается в крайнее левое положение и жидкость протекает через полностью
открытые окна с и калиброванное отверстие Ь. Ограничитель обеспечивает
практически стабильный заданный расход независимо от давления на выходе
(давления нагрузки) с ошибкой, не превышающей 1%.
Схема регулятора расхода жидкости иного типа показана на рис. 79, а.
Регулятор состоит из двух дросселей — шайбового 1 постоянного
сопротивления и автоматического регулируемого, сопротивление которого
определяется положением его дросселирующего плунжера 3. Этот плунжер
находится под действием пружины 5, стремящейся сместить его вправо и
увеличить проходное сечение (уменьшить сопротивление), и перепада давления
Арг = рх — р2 жидкости на дросселе /, усилие которого через поршень 2
стремится сместить плунжер 3 влево и уменьшить проходное сечение
(увеличить сопротивление дросселя).
113

Перепад давления Ар1 = р1—р2 определяется характеристикой
(усилием) пружины 5 и практически не зависит от давления Pi на входе в
регулятор и давления р3 на выходе из него.
При повышении давления р2 в междроссельной камере а сверх заданного
перепад давления на поршне 2 Дрх = рг — р2 уменьшается (при р1 = const),
и пружина 5 через толкатель 4 смещает дросселирующий плунжер 3 вправо,
увеличивая сечение дросселя. При понижении давления р2 процесс
протекает в обратном порядке. Следовательно, перепад давления Арх = р1 — р2
на дросселе 1 поддерживается постоянным, в соответствии с чем постоянным
будет также и расход через него жидкости.
От насоса
2 3
Рис. 79. Схемы регуляторов расхода
Условие равновесия поршня 2, управляющего дросселирующим
плунжером 5, имеет вид
APlF0 = Р ±Т — R
или
л. _ P0 + Cx±T-R
где Р — усилие сжатия пружины 5 при х = 0 (соответствует минимальной
расходной щели);
Т — сила трения подвижных частей; ;
R — гидродинамическая сила (реакция) потока жидкости,
действующая на плунжер 3;
Ро — усилие начального натяжения пружины (при максимальном
значении х)\
С — коэффициент жесткости пружины;
х — перемещения плунжера 3 от полностью закрытого положения;
Fo — площадь поршня 2.
Поскольку сила трения Т ухудшает характеристику регулятора,
стремятся максимально уменьшить ее. Наиболее простым конструктивным
способом этого является прорезание на плунжере 3 и поршне 2 круговых
канавок, а также обеспечение точности и чистоты обработки.
Для повышения чувствительности регулирования увеличивают
площадь Fo поршня 2, значение которой во многих случаях доводят до значений,
в 5 раз и более превышающих площадь плунжера 3. Повышение
-чувствительности обусловлено в этом случае тем, что при увеличении диаметра
поршня периметр трения повышается пропорционально первой степени
диаметра, а площадь —пропорционально его квадрату.
Суммарное сопротивление Др (перепад давлений в регуляторе):
Ар = Арх + Ар2,
где Api = Pi — р2 — перепад давления на дросселе /;
Ар2 = р2 — Рз — перепад давления в щели регулируемого дросселя.
114

Расходы жидкости через отверстие дросселя 1 Q± и щель (окно) Q2
регулируемого дросселя связаны согласно закону неразрывности потока
выражением
Ql = Q2 = Q или Q = H
отсюда перепад давления на регулируемом дросселе
где \хг и |х2 — коэффициенты расхода отверстия дросселя 1 и щели,
образуемой плунжером 3;
/i и /2 — площади проходных сечений отверстия дросселя / и щели,
образуемой плунжером 3.
Коэффициенты расхода \хг и (ы2 определяются проливками (на основании
опытных данных), для предварительных расчетов можно принимать ^х =
= 0,62, fx2 = 0,7-5-0,75.
Приближенно реакция потока жидкости на плунжер 3
R=2\ilf2Ap2cos$9
где (3 — угол выхода струи, зависящий от формы перекрывной части
плунжера (при острых прямоугольных кромках можно принимать
Р = 69°).
Схема регулятора иного типа показана на рис. 79, б. Регулятор имеет
два последовательно расположенных гидравлических дросселя, из которых
дроссель 4 является нерегулируемым, определяющим перепад давления
р2 — Рз на поршне 2, и дроссель / является автоматически
корректирующим расход жидкости в зависимости от нагрузки. Принцип действия этого
регулятора основан на сравнении усилия, развиваемого перепадом
давления р2 — рз на поршне 2, с усилием затяжки пружины 3 регулятора,
разность между которыми используется для автоматического регулирования
с целью стабилизации расхода.
Допустим, что при постоянном рабочем давлении (pi = const) расход
жидкости повысился. В этом случае повысится также и перепад давления
р2 — р3» вследствие чего поршень 2 под действием этого перепада,
перемещаясь в сторону закрытия рабочих окон, уменьшит их площадь сечения и
уменьшит соответственно расход через автоматически регулируемый
дроссель 1.
При снижении же расхода происходит обратный процесс — поршень 2
перемещается в сторону открытия рабочих окон, в результате площадь
сечения последних, а следовательно, и расход жидкости увеличатся.
Синхронизаторы движения узлов
Во многих случаях требуется автоматически синхронизировать
выходные скорости нескольких гидродвигателей (силовых цилиндров), питающихся
от одного (общего) насоса. При этом для синхронизации действия нескольких
гидродвигателей обычно требуется обеспечить равенство их скоростей.
Для этого применяются различные устройства, наиболее
распространенными из которых являются устройства, называемые делителями
подведенного потока, построенные на объемном или дроссельном принципе.
Наиболее простыми делителями объемного типа являются спаренные
(связанные валами) гидромоторы / и 2, преимущественно
аксиально-поршневых типов (рис. 80, а). Гидромоторы в данной схеме являются расходо-
мерными устройствами (дозаторами), пропускающими через себя за один
оборот жидкость в объеме, равном рабочему объему гидромотора (без учета
утечек в гидромоторе).
115

При равных рабочих объемах гидромоторов / и 2 деление потока Q
жидкости, поступающей от источника расхода (насоса) между гидродвигателями 3
и 4, будет произведено в данной схеме на равные части Q/2. При условии
равенства внешней нагрузки цилиндров (Рг & Р2) перепад давления в
гидромоторах будет обусловлен лишь трением, т. е. гидромоторы в этом
случае практически будут работать в холостом режиме, ввиду чего утечки жид-
0 кости в них практически
отсутствуют, т. е. объемный к. п. д.
их примерно равен единице,
вследствие чего подобная
схема синхронизации при этих
условиях сможет обеспечить
относительно высокую точность.
Однако при разных
внешних нагрузках гидродвигателей
(Рх Ф Р2) равенство давлений
в них будет нарушено (рх фр2),
в результате в линии
недогруженного гидродвигателя
появится избыток мощности, ввиду
чего находящийся на этой
линии гидромотор-дозатор
вступит в работу в качестве привода
второго гидромотора,
находящегося в линии
перегруженного гидродвигателя, который
в этом случае будет работать в
режиме насоса, повышающего
давление сверх давления
питания (на входе в гидромоторы)
рн до значения, необходимого
для преодоления сопротивления
в линии перегруженного
гидродвигателя.
Очевидно, что в этом
режиме {Рг Ф Р2 или рг ф р2)
перепад давления в обоих
гидромоторах-дозаторах будет
обусловлен не только
механическими потерями, но и разницей
в нагрузках цилиндров Рг и Р2,
которая в данной схеме
компенсируется работой в качестве
насоса гидромотора, установленного в ветви перегруженного цилиндра.
Перепад давления на гидромоторах, включая и тот гидромотор, который
будет работать в качестве насоса, в этом случае будет равен без учета сил
трения в системе
Рис. 80. Схемы делителей потока .объемного типа
Ар = 0,5рпит =
* max — j
где
Рпип
max ■—-- — давление в линии питания (давление перед
гидромоторами);
^тах и Рт\п ~ максимальная и минимальная текущая нагрузка
гидродвигателей (цилиндров);
F — площадь цилиндра.
Коэффициент 0,5 обусловлен тем, что мощность, требуемая для
компенсации разницы в нагрузках (Ршах — Рга1п), распределяется поровну между
116

обоими гидромоторами. Следовательно, при нулевой нагрузке одного из
цилиндров оба гидромотора-дозатора будут работать (без учета потерь на
трение в системе) с перепадом давления, равным 0,5 ртт> где рпит —
давление в линии питания, соответствующее нагрузке Ртах.
Ввиду возможности нарушения вследствие этого точности дозирования
при переменных нагрузках гидродвигателей в качестве делительных устройств
могут быть применены в рассмотренной простой схеме лишь гидромоторы,
обладающие высоким объемным к. п. д. (малыми утечками), к каковым
относятся гидромоторы аксиально-поршневых типов.
На рис. 80, б приведена схема объемного делителя потока, в которой в
качестве расходомерного устройства применен трехшестеренный насос,
представляющий собой по существу два совмещенных шестеренных гидромотора.
Для уменьшения возможной ошибки деления потока, обусловленной
разностью нагрузок Рги Р2 силовых цилиндров, применен автоматический
дроссельный регулятор, представляющий собой плавающий плунжер /, который
при равных давлениях рх и р2 жидкости в линиях, ведущих к
гидродвигателям (р2 = р2)> будет находиться в среднем положении между каналами ег
и е2, через которые происходит питание этих двигателей. Однако при
изменении нагрузки в одном из двигателей (Рг Ф Р2) плунжер / в результате
создавшейся разности давлений (р± Ф р2) жидкости в камерах сх и с2
сместится в направлении камеры с меньшим давлением и частично перекроет
соответствующий канал питания двигателей ег или е2, вследствие чего
суммарные сопротивления (а следовательно, и расходы жидкости) ветвей обоих
двигателей уравняются.
Очевидно, что без учета трения плунжер 1 при любом, сколь угодно
малом нарушении равенства рх — р2 придет в действие, компенсируя
возможное рассогласование, могущее произойти вследствие изменения утечек
в гидромоторах при рг Ф р2. Следовательно, гидромоторы-дозаторы в этой
схеме будут работать при постоянном перепаде давления, обусловленном
лишь потерями трения в них, благодаря чему будет обеспечено равенство
расходов жидкости.
Дроссельные делители потока. Делитель потока (клапан соотношения
потоков) предназначен для разделения одного потока рабочей жидкости
на два или более потоков.
Из дроссельных делительных устройств наиболее широко
распространено устройство, схема которого показана на рис. 81, а.
Деление потока Q в этом устройстве на Q1 и Q2 осуществляется с помощью
двух пакетов дроссельных шайб / и 2 и рассмотренного выше плавающего
плунжера 3 регулируемого дросселя, автоматически обеспечивающего
равенство давлений в камерах сг и с2, связанных с полостями гидродвигателя.
Плунжер 3, как и в рассмотренной выше схеме (см. рис. 80, б), будет
находиться при равных нагрузках Рг = Р2 гидродвигателей ^ и
соответственно равных давлениях жидкости в камерах сг и с2 в нейтральном
положении (между отсечными кромками этих камер, через которые
осуществляется питание этих двигателей). При нарушении же равенства нагрузки
двигателей (Рг ф Р2 и соответственно рг ф р2) плунжер 3 в результате
создавшейся разности давлений в камерах сх и с2 переместится в
направлении камеры с меньшим давлением и частично перекроет соответствующий
канал питания двигателя, вследствие чего суммарные сопротивления (а
следовательно, и расходы жидкости) ветвей обоих двигателей уравняются.
На рис. 81, б изображено положение плунжера, когда рг >р2 и
соответственно Рс1 t> РС2> а на Рис- 81, Ь — положение, когда рх << р2 и
соответственно рс1 < рс2.
Поскольку система питается от общего источника (насоса) с давлением рн,
условие равновесия сил, действующих на дроссельный плунжер 3> будет
иметь вид (в качестве двигателей применены силовые цилиндры)
&Ри + дРз1 + Pi = ДР22 + Арзг + р2 = Р«,
117

где А/7ц — рн — Pci и Д/?22 — Рн — Рс2 — потеря давления в пластинчатых
дросселях 1 и 2 (в соответствии с приведенным Ар1% + рс1 =
Д + )
/22 Р%)
&Рз1 = Ai — Pi к &Рз2== Рс2—Рг— потеря давления, вызванная
частичным перекрытием плунжером 3 каналов питания
гидродвигателей цилиндров;
здесь рс1 = рг + A/?3i и 7^2 = р2 + A/?32 — давления в камерах сг и с2\
рг и р2 — давления в цилиндрах.
Пренебрегая потерями из-за трения плунжера 3, будем иметь рс1 = рс2>
в соответствии с чем
Pi + Д/>31 = Р2 + А/>32.
В. том случае, если движение поршня одного из цилиндров по какой-
либо причине прекратится, плунжер 3 полностью перекроет окно питания
парного цилиндра, в результате движение его поршня также прекратится.
Q\p
г)
Рис. 81. Схемы делителей потока дроссельного типа
Из приведенного следует, что при принятом условии рс1 = рс2, /^р1г =
= А/>22И^1 = ^2 любое изменение рабочего давления/^ или р2 в цилиндрах,
обусловленное изменением их нагрузки Рг и Р2, будет сопровождаться
равным, но противоположным по знаку изменением регулируемого
сопротивления (перепада Д/?31 и А/?32)» достигаемого смещением дроссельного
плунжера 3.
В действительности вследствие трения плунжера имеет место некоторая
погрешность деления по расходу, причем при уменьшении расхода
относительная ошибка деления возрастает и при некоторых расходах, трении
плунжера 3 и сопротивлении пакета дроссельных шайб делитель не будет
реагировать на изменение расхода. Учитывая это, следует максимально снижать
силы трения плунжера и повышать, в допустимых пределах сопротивление
постоянных дросселей. Ошибка деления потока (разность расходов Qx и Q2
в ветвях силовых цилиндров, отнесенная к полному расходу Q) этих
делителей не превышает 2—3%.
Для деления потока жидкости на две заданные части применяют также
делители потока (порционеры) с одним подвижным элементом. Этот дели-
118

тель состоит из двух параллельно установленных гидравлических
сопротивлений а и b (рис. 81, г), выполненных в виде дросселей в донышках
плавающего поршня /. Подводимая в объеме Q жидкость делится с помощью этих
сопротивлений на два потока Qt и Q2 (при равных сопротивлениях эти
потоки равны).
В случае, если расход в магистрали, соединенной, например, с каналом d,
превысит по какой-либо причине расход в магистрали с, создастся разница
в сопротивлениях дросселей — потеря давления на дросселе а превысит
потере давления на дросселе Ь, в результате давление р2 превысит
давление pt. Под действием неуравновешенной силы, обусловленной
создавшимся перепадом давлений (А/7 = р2 — /?i), плавающий поршень 1
переместится в положение, в котором равенство р2 = р\ восстановится, благодаря
чему обеспечится равенство Qx = Q2.
Рис. 82. Схемы синхронизации двигателей:
а — гидромеханической и б — механической
Синхронизаторы следящего типа. Более совершенной является
синхронизация с помощью гидравлического следящего дифференциального
механизма, состоящего из двух соединенных со штоками силовых цилиндров
реек 3 я 2 я шестерни 4, связанной через рычаг 6 с плунжером
распределительного золотника / (рис. 82, а).
Принцип действия синхронизатора основан на автоматическом
регулировании сопротивления расходных окон распределительного золотника в
функции нагрузки силовых цилиндров, осуществляемом указанным следящим
механизмом.
Для обеспечения синхронности движения распределитель должен быть
выполнен так, чтобы в среднем положении плунжера было обеспечено
необходимое отрицательное перекрытие (/ >> К) и плунжер располагался
симметрично относительно окон питания правых полостей силовых
цилиндров.
Из схемы следует, что при синхронном движении поршней цилиндров
шестерня 4 будет поворачиваться вокруг своей оси при неизменном
положении последней. При рассогласовании же скоростей цилиндров,
обусловленном изменениями нагрузки или иными причинами, шестерня будет
дополнительно перемещаться (перекатываться) по рейке отстающего цилиндра, в
результате рычаг 6 повернется вокруг оси 5 и переместит плунжер золотника /
в соответствующую сторону, увеличивая сопротивление линии подвода
жидкости опережающего цилиндра и уменьшая сопротивление отстающего
цилиндра.
119

В результате происходящего при этом перераспределения расходов
жидкости в цилиндры синхронность будет восстановлена.
Подобная схема не чувствительна к объемным потерям и изменениям
нагрузки цилиндров и трения, а также отличается высокой точностью
синхронизации по перемещению и скорости поршней цилиндров.
Синхронизация гидродвигателей механической связью. Для
синхронизации скоростей встречного движения двух силовых цилиндров / и 5
применяется также схема с дополнительной механической связью их штоков
через шестерню 5, рейки 2 и 4, связанные с поршнями соответствующих
цилиндров (рис. 82, б). Данная схема соответствует случаю
параллельного размещения сопротивлений. При согласованном движении штоков
шестерня 3 будет поворачиваться вокруг своей неподвижной оси без
нагрузки. При рассогласовании же скоростей, вызванном изменением,
например, нагрузки какого-либо из цилиндров, часть тягового усилия, раз-
диваемого недогруженным (опережающим) цилиндром, будет передаваться
через шестерню 3 и соответствующую рейку (2 или 4) на шток отстающего
цилиндра, добавляясь к усилию, развиваемому поршнем этого цилиндра.
Шестерня 3 в этой схеме является механическим компенсатором
разницы в нагрузках цилиндров, и связь ее с рейками заменяет регулируемое
сопротивление рассмотренного выше плавающего плунжера.
Из приведенной схемы следует
(Pifi — Fi) — (Р2/2 — ^2) = — >
где pu /х, р2 и /2 — соответственно давления в цилиндрах и их площади;
Миг — момент на шестерне и ее радиус.
При условии рх = р2 и /i = /2 имеем
F F - М
12 Гг — —
ИЛИ
M = (F%- Л) г.
Следовательно, передаваемый через этот реечно-пгестеренный механизм
расчетный момент обусловлен разницей в нагрузках цилиндров. В
соответствии с этим реечная передача должна быть рассчитана на прочность с
учетом усилий, обусловленных возможным рассогласованием нагрузки
цилиндров. Например, при возможном (заданном) 25%-ном колебании
нагрузки реечный механизм должен быть рассчитан на усилие 0,25/\ где F =
= рсо — расчетное номинальное усилие цилиндра площадью о.
Для синхронизации движения двух цилиндров, движущихся в одном
направлении, должна быть применена дополнительная (паразитная)
шестерня.
Устройства для автоматической разгрузки
нерегулируемых насосов
В гидросистемах с эпизодическим потреблением жидкости, снабженных
насосом постоянной подачи, применяют устройства (автоматы разгрузки)
для автоматической разгрузки насоса путем перевода насоса по достижении
заданного давления в режим холостого хода.
Применение этих автоматов предусматривает наличие в гидросистеме
газогидравлического аккумулятора (см. стр. 131), который в периоды
работы насоса на режиме холостого хода компенсирует (восполняет) утечку
жидкости в гидросистеме, а также питает жидкостью потребители с
небольшим расходом. После того, как давление в аккумуляторе в результате
расходования жидкости понизится до установленного минимального значения,
автомат вновь включает насос на подзарядку аккумулятора, отсоединив
его от бака.
120

Схема подобного автомата прямого действия представлена на рис. 83, а.
Жидкость от насоса поступает в камеру а и по трубопроводу 1 через
обратный клапан 6 в трубопровод (канал) 8 поступает к аккумулятору 9. Затем
по трубопроводу 7 она поступает к поршню 5, находящемуся под действием
пружины 4.
С повышением давления в аккумуляторе 9 до заданного значения, на
которое отрегулирована пружина 4, поршень 5 перемещается влево (рис. 83, б)
и своим толкателем 3 (см. рис. 83, а) смещает шариковый запорный клапан 2
(оторвав его от гнезда). При этом насос соединится с каналом, связанным
с баком, а следовательно, давление на
выходе из насоса (нагнетания) снизится
практически до нуля. Аккумулятор при
этом отсоединяется от бака с
помощью обратного клапана 6.
Поршень 5 и клапан 2 будут
находиться в положении, соответствующем
8 5ак
J
В гидро-
h ■ 1».
'систему
В 5ак
Рис. 83. Схемы устройств для автоматической разгрузки насоса
работе насоса в режиме нулевого давления до тех пор, пока
давление в аккумуляторе в результате расходования жидкости не понизится
до значения, при котором пружина 4 сможет переместить поршень 5 вправо;
шариковый запорный клапан 2 в этом случае сядет в свое гнездо и отсечет
линию насоса от линии бака.
Расчет этого автомата выполняют по следующей схеме (трением
подвижных деталей и гидравлическим сопротивлением пренебрегаем). Усилию
давления жидкости на поршень 5 при работе насоса в режиме зарядки
аккумулятора (до открытия запорного клапана 2) противодействует усилие
пружины 4 и сила давления жидкости на клапан 2
- pj +РпР =
или
где
F —
пр
Рак — давление жидкости в аккумуляторе;
—7 площадь поршня;
рн
£L
давление жидкости в насосе;
= £L площадь проходного отверстия, перекрываемого клапаном;
Рпр — усилие предварительного сжатия пружины.
121

Давление жидкости, при котором клапан 2 откроется,
—T
или
Нак — Hh
где D и d — диаметры поршня и отверстия, перекрываемого шариком.
После открывания запорного клапана 2 давления под и над ним
выравниваются, т. е. pHf ^=* 0, а следовательно, условие равновесия примет вид
Fpmax = Рпр. В coQTBeTCTBHH с этим давление жидкости в аккумуляторе,
при котором клапан закроется,
ИЛИ
Соответствующим подбором диаметров D и d и усилия пружины Рпр можно
получить требуемый интервал давлений, определяющий моменты начала
открывания и закрывания запорного клапана 2. v
При больших подачах и давлениях применяют двухступенчатые
разгрузочные устройства (автоматы). В этих устройствах (рис. 83, в) аккумулятор 2
соединен с поршневой камерой Ь вспомогательного клапана 3 первой ступени.
Поршенек этого клапана при достижении максимального давления сжимает
пружину /, перемещается вверх (рис. 83, г) и соединяет линию аккумулятора
с каналом £, ведущим в полость разгрузочного поршня 4 (рис. 83, в).
Последний под действием давления жидкости перемещается влево и своим штырем
открывает шариковый запорный клапан б, соединив линию насоса с баком.
Благодаря тому, что через поршеньковый клапан 3 проходит малое
количество жидкости, требующейся для подъема разгрузочного поршня 4,
диаметр гнезда этого клапана (и усилие пружины /) обычно невелик (3—
5 мм).
Давления, при которых происходит открытие (рак) и закрытие (рак)
разгрузочного клапана, зависят от коэффициента жесткости пружины 1
и степени ее сжатия в пределах перемещения клапана 3 на величину h из
нижнего положения, в котором полость разгрузочного поршня 4 соединена
через канал а с баком (рис. 83, г), в верхнее положение, в котором эта
полость соединена с аккумулятором (см. рис. 83, в).
Давление рак питания аккумулятора, при котором поршень 4 находится
в нижнем положении (запорный клапан 6 закрыт), определится
«предварительным сжатием пружины / (давлением в сливной линии пренебрегаем):
D _ f ' Г • ' — Сх
*пр mln — ТРак ^ ^>Х\ Рак — ~Т~ >
где Рпрпйп— минимальная сила сжатия пружины /.
Давление paKf соответствующее моменту перевода насоса в режим
холостого хода (при этом канал с соединяется с аккумулятором),
Рак =
где Рпртах — максимальная сила сжатия пружины /;
Сих — коэффициент жесткости пружины и предварительное
(монтажное) ее сжатие, соответствующее нижнему положению
клапана 5;
h — дополнительное сжатие пружины / при подъеме клапана 3
в положение, при котором канал с соединится с
аккумулятором.
122

В соответствии с этим
Рак * + Л '
Усилие Ръ пружины 5 зависит от максимального давления рак в
аккумуляторе (давлением слива пренебрегаем), площади поршня 4, силы Р7
пружины 7, прижимающей клапан 6 к седлу, и площади его седла /
диаметром d:
Ръ = Patcf* — Pi — Pade-
Минимальное усилие этой пружины должно быть таким, чтобы было
обеспечено преодоление сил трения поршня 4,
Ход поршня 4 должен быть достаточным для обеспечения требуемого
открытия клапана 6.
Реле давления
Реле давления применяется при электрогидравлическом автоматическом
управлении для передачи сигналов управления на расстояния. Импульсом
для срабатывания реле служит повышение давления в его цепи. Это
давление преобразуется в прямолинейное или угловое перемещения нагруженного
пружиной плунжера или мембраны, в результате чего замыкаются или
размыкаются электроконтакты в зависимости от их назначения.
6)
Рис. 84. Электрогидравлические выключатели (реле давления)
Наиболее простыми из этих реле являются электрогидравлические
выключатели (рис. 84), назначением которых является замыкание и размыкание
сигнальной электрической цепи. На рис. 84, а выключатель изображен в
положении, когда поршень 4 под действием усилия пружины 3 утоплен и
электроконтакты 1 разомкнуты. При повышении подводимого давления до
значения, при котором преодолевается усилие пружины 3, последняя
сжимается, и поршень 4 через подпружиненный толкатель 2 замыкает
электроконтакты 1 (рис. 84, б).
Для обеспечения герметичности применяются реле давления мембранного
типа (рис. 84, в). Давление жидкости действует на нагруженную пружиной 2
гибкую мембрану /, при прогибе которой приводится в действие через
толкатель 3 электровыключатель 4 цепи управления.
Подобные реле выпускаются для давления до 200 кГ/см2 и выше.
Нечувствительность реле (перепад давлений включения и выключения) зависит от
рабочего давления и обычно при давлении 200 кГ/см2 не превышает 10 кГ/см2.
123

Применяют также реле давления поршневых типов, причем их часто
совмещают с предохранительным клапаном. На рис. 85, а приведена схема
одного из поршневых реле. Жидкость под давлением поступает к каналу а
и, пройдя дроссель, состоящий из пакета шайб /, поступает к нагруженному
пружиной плунжеру 2. При повышении давления до
Р2>—,
где / — площадь плунжера, при которой преодолевается усилие Р
пружины 3 (трением плунжера пренебрегаем), плунжер перемещается влево
и через толкатель 5 и электропереключатель 4 замыкает цепь
соответствующих контактов.
Рис. 85. Реле давления поршневого типа
При снижении давления до
Р
пружина 3 отжимает поршень 2 вправо, в результате электропереключатель
замыкает цепь других контактов (рис. 85, б).
Реле выдержки времени
Во многих гидросистемах находит применение реле (клапан) выдержки
времени.
Клапан выдержки времени (реле времени) — распределительный
аппарат, предназначенный для включения потока рабочей жидкости через
определенный промежуток времени после достижения установленного
давления в подводящей гидролинии. При помощи этого реле осуществляют
регулируемую выдержку времени между двумя следующими друг за другом
фазами движения исполнительных агрегатов или регулируемую задержку
на некоторый промежуток времени какого-либо сигнала.
124

Заданный интервал времени выдержки реле определяется временем
наполнения жидкостью специального цилиндра (емкости), поршень которого
в крайнем положении воздействует на соответствующий клапан (или на
выключатель цепи соленоидного крана), либо временем истечения жидкости
из цилиндра (временем перетекания через дроссель жидкости из одной
емкости в другую).
Схема реле времени, в котором выдержка определяется временем
вытеснения поршнем жидкости из цилиндра при переменном ходе поршня и по-
6 5ак
Из системы
Рис. 86. Схемы реле выдержки времени
стоянном сопротивлении, изображена на рис. 86, а. Положение плунжера 2
реле здесь соответствует выполнению гидродвигателем рабочей операции.
В этом положении полость цилиндра 4 реле соединена через плунжер 2
с рабочей линией гидросистемы, и поршень 5 перемещается вверх до
упорного винта 7, ограничивающего его ход.
По окончании рабочей операции давление в рабочей линии гидросистемы
повышается, в результате плунжер 2 под действием давления жидкости на
плунжер 3 переместится, преодолев усилие пружины /, влево (рис. 86, б)
и соединит полость цилиндра 4 с баком. После этого поршень 5 под действием
пружины 6 переместится вниз, вытесняя жидкость в бак.
Время перемещения поршня 5 из верхнего положения в нижнее
изменяется регулировкой длины винта 7 и сопротивлением, установленным на
выходе из цилиндра 4. В конце хода поршень 5, воздействуя на концевой
выключатель (или на клапан переключения), осуществляет выключение
или реверс системы.
На рис. 86, в показана схема реле, в которой время выдержки
определяется регулировкой дросселя 8 при постоянном ходе поршня 5.
125

Запорные (обратные) клапаны
Обратный клапан выполняет в гидросистеме те же функции, что и
выпрямитель в электрической цепи, — пропускает при отсутствии постороннего
управляющего воздействия поток жидкости лишь в одном направлении.
При наличии этого воздействия клапан пропускает поток в обоих
направлениях.
Обратный клапан (рис. 87) конструктивно подобен предохранительному
(см. рис. 62), с той лишь разницей, что в нем применяют нерегулируемые
пружины с малым усилием, достаточным для надежной посадки затвора
в гнездо.
Распространены клапаны с шариковым (рис. 87, а) и конусным (рис. 87, б)
затворами.
Рис. 87. Обратные (запорные) клапаны:
а и б — неуправляемые; в — управляемые
Клапаны с конусным затвором обладают более высоким быстродействием,
чем шариковые. Время срабатывания клапанов колеблется в зависимости
от размеров и конструкции от 0,1 до 10 мсек.
В гидроавтоматике применяются также управляемые обратные клапаны
(с управляющим внешним воздействием). Клапан этого типа (рис. 87, в),
.обеспечивает свободный проход жидкости в одном направлении, в обратном же
направлении проход обеспечивается принудительным открытием затвора /
при помощи толкателя 2 поршня 3. Для этого жидкость от управляющего
аппарата подается через канал а под поршень 3.
Гидравлические замки
Гидравлический замок — распределительный гидроаппарат,
предназначенный для автоматического запирания жидкости в полостях гидродвигателя
с целью фиксирования поршня силового цилиндра в заданных положениях.
Принципиальная схема одного из них изображена на рис. 88, а. В корпусе
замка / размещены два обратных (запорных) шариковых клапана 2 и 4,
и между которыми помещен плавающий поршенек 3. Жидкость от
распределителя поступает к замку через каналы а и Ъ и от замка к силовому
цилиндру 5 через каналы end.
При подводе жидкости к каналу а (рис. 88, а) открывается левый
запорный клапан 2, и жидкость через канал d проходит в левую полость силового
цилиндра 5. При этом давлением жидкости поршенек 3 смещается вправо
126

и открывает правый запорный клапан 4У обеспечивая проход жидкости,
отводимой из канала с, связанного с нерабочей (левой) полостью силового
цилиндра 5, в канал Ъ и далее к распределителю.
При подаче жидкости от распределителя в канал Ъ (при реверсе) замок
срабатывает аналогично, но в обратном направлении.
В том случае, если циркуляции _
жидкости не происходит (что
соответствует среднему
положению-распределителя на рис. 88, б), обратные клапаны
2 я 4 запирают жидкость в полостях
силового цилиндра 5, фиксируя его
поршень и удерживая его нагрузку в
заданном положении.
Разъемные муфты
В гидроаппаратах, подвергающихся
частому демонтажу, обычно
применяются устройства, предотвращающие
при этом выливание жидкости. Такими
устройствами служат специальные
разъемные муфты, в которых при
разъединении трубопровода запорные
клапаны автоматически перекрывают
проходные сечения.
Схема наиболее простой разъемной
муфты с шариковыми затворами
(клапанами) представлена на рис. 89. В
смонтированном виде (рис. 89, а) детали
1 и 4, соединенные с концами
разъединяемых трубопроводов, стянуты накид-
Рис. 88. Схема гидравлического замка
ной гайкой 3. При этом шариковые затворы 2 и 5 приходят в контакт
друг с другом и, отжимаясь от своих седел, образуют проход для жидкости.
При свинчивании накидной гайки детали 1 и 4 отходят друг от друга,
и шарики садятся под усилием пружин 6 я 7 в свои седла, герметично
перекрывая трубопроводы (рис. 89, б).
Рис. 89. Разъемная муфта
Клапаны включения аварийной системы
Во многих случаях требуется обеспечить дублирующее (аварийное)
питание гидродвигателя при отказе системы основного питания.
На рис. 90, а я б показана схема переключателя (челночного клапана)
подобного назначения с ломающимся шарниром. Переключатель
предназначен для автоматического подключения потребителя к основной а или
дублирующей Ъ гидросистеме при включении, в работу одной из них.
На рис. 90, а показана работа основной системы, на рис. 90, б — работа
дублирующей системы.
127

Отводимое
давление
При повреждении одного из трубопроводов изменяется давление на тор
цах челночного клапана, что вызывает его перемещение, после чего питанш
потребителя осуществляется через второй дублирующий трубопровод.
Для фиксирования положения челнока и устранения ложного срабаты
вания применяют различные фиксаторы. В схеме переключателя,
представленного на рис. 90, фиксирование поршне
5 осуществляется с помощью ломающегося
шарнира 4, "нагруженного через поршень
1 пружиной 8. Кинематика этого
шарнира такова, что для перемещения поршня
5, несущего плоские качающиеся затворы
2 и 6, из одного положения в
противоположное потребуется переместить вверх
поршень /, чему препятствует пружина 8.
Эта пружина прижимает также через
шарнир 4 затвор 2 к соответствующему
гнезду 7 или 3 корпуса, обеспечивая
предварительную герметизацию клапана,
которая после того, как появится давление
жидкости, повышается за счет
неуравновешенного усилия этого давления на
поршень 5.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ОБЪЕМНЫЕ
ПРЕОБРАЗОВАТЕЛИ
В практике применения
гидроприводов часто возникает потребность в
устройствах, преобразующих давления или
расходы. Подобные устройства получили
название гидравлических
преобразователей.
В общем случае
гидропреобразователем называют объемную гидромашину,
предназначенную для преобразования энергии одного потока рабочей
жидкости в энергию потока с иными значениями давления и расхода. При
этом различают:
прямодействующий гидропреобразователь, составленный из двух
гидроцилиндров разных диаметров, поршни, которых жестко связаны между
собой;
Рис. 90. Переключатель на аварийное
питание гидросистемы
\/777777///7777А
YAV////7,
а) чРг 6) \Рг
Рис. 91. Прямодействующие преобразователи давления одинарного действия
вращательный гидропреобразователь, составленный из гидромотора
и насоса с разными рабочими объемами, валы которых жестко связаны
между собой.
Принципиальная схема прямодействующего гидропреобразователя
одинарного действия, повышающего давление, приведена на рис. 91, а.
Давление рх подводимой жидкости действует на площадь поршня
, «о?
128

выходное же давление действует на меньшую площадь штока
Коэффициент усиления давления, под которым понимают отношение
выходного давления к входному, равен (при пренебрежении трением)
*i D\ ft '
где Fj и Z)x — площадь и диаметр сечения поршня (цилиндра)
F2 и D2 — площадь и диаметр сечения штока;
^i и Р2 — входное и выходное давление жидкости.
На рис. 91, б приведена схема преобразователя с дифференциальным
поршнем, с помощью которого можно получить требуемую для высоких
давлений малую эффективную площадь
при одновременном обеспечении жест- / 2 \Рг 6 7
кости и прочности конструкции пре- tf—f * * Л~%
образователя. В этом случае
, л?
Рис. 92. Прямодействующий
преобразователь давления двойного действия
где d — диаметр хвостовика штока.
Для устранения холостых ходов,
которые имеются в
гидропреобразователях одинарного действия, применяют
гидропреобразователи двойного
(непрерывного) действия (рис. 92).
Питание полостей низкого давления рх осуществляется
распределительным золотником (на рис. 92 не показан), приводимым поршнем
преобразователя в конце каждого его хода.
При подаче жидкости под давлением рг в левую полость Ь цилиндра
она одновременно поступит через обратный клапан 2 в левую плунжерную
полость а, в результате поршень 4 будет перемещаться вправо под
действием этого давления жидкости как на поршень, так и на плунжер 5, развивая
усилие
р
nD\
Pi = -Г"
Жидкость под высоким давлением р2 будет вытесняться при ходе поршня 4
вправо плунжером (штоком) 5 через обратный клапан 7 к потребителю.
Обратный клапан 6 перекрывает при этом проход ее в правую полость
цилиндра, которая при этом соединена через распределитель с линией слива,
а обратный клапан / перекрывает проход ее в левые поршневую и штоковую
полости цилиндра.
Коэффициент усиления определится из равенства
D
и p2 =
При подаче жидкости под давлением рг в правую полость b цилиндра
процесс будет протекать в обратном порядке.
Преобразователи этого типа изготовляются на производительность
до ПО л/мин, коэффициент i усиления преобразователя давления находится
в пределах от 3 : 1 до 100 : 1.
5 Т. М. Башта
129

Преобразователи, понижающие давление
Применяют также преобразователи, понижающие давление и
повышающие при всех прочих равных условиях расход жидкости.
Применение их с точки зрения потерь энергии часто более рационально,
чем применение понижающего редуктора (см. стр. 103). Схема подобного
преобразователя представлена на рис. 93, а. Преобразователь состоит из
двух спаренных цилиндров/ и 5 разных сечений с общим дифференциальным
поршнем 6. Жидкость под высоким давлением подводится из гидросистемы
в цилиндр 1 малого сечения и вытесняется в магистраль потребителя
жидкости низкого давления из цилиндра 5 большого сечения.
Рис. 93. Схемы преобразователей:
а — понижающего давление; б — вращательного действия
Для возвращения поршней в исходное положение после прекращения
питания цилиндра 1 (при р = 0) применена пружина 4.
Коэффициент понижения давления (редукции) определяется из
соотношения (трением и усилием пружины 4 пренебрегаем)
l = w =
Pi
(47)
где d"и D — диаметр цилиндров малого и большого сечений.
Соответственно объемные расходы жидкости Q2, вытесняемой из
цилиндра 5 большого сечения, и Qlt подаваемой в цилиндр / малого сечения,
определяются из соотношений
QtiL о о
Для компенсации возможной утечки жидкости из замкнутой магистрали,
соединенной с полостью цилиндра 5 большого сечения, в рассматриваемой
схеме применен шариковый клапан 2, который в конце хода поршня влево
отжимается штырем 3 со своего седла и открывает проход жидкости из
магистрали высокого давления рх в количестве, необходимом для восполнения
утечек. Однако как только давление р2 в полости цилиндра 5 большого сече-
130

1ия при этом повысится до значения, превышающего расчетное значение,
/словие равновесия поршня [см. выражение (47)] будет нарушено, и он
сменится вправо на размер, позволяющий клапану 2 сесть в свое гнездо.
Вращательные преобразователи
Нашли применение также вращательные преобразователи давления
i расхода.
На рис. 93, б показана схема вращательного аксиально-поршневого пре-
)бразователя (гидротрансформатора), состоящего из двух связанных валами
шпии 1 и 2 с разными рабочими объемами. При использовании машины /
ь качестве гидромотора расчетная подача (утечками пренебрегаем) насоса 2
5удет превышать расход гидромотора в
чде п2 — п1 = п — частота вращения валов гидромашин;
nd\ nd\
q2 — —г- г2"2 и Яг ~ "Г* г1^1 — рабочие объемы
машины 2 (насоса) и машины / (гидромотора);
1г и d2; К и h2] гх и г2 — диаметры, рабочие хода и число поршней
соответственно машин 1 и 2;
О.ъ и Qi — расчетные подачи машин.
Расчетное давление машины 2 (насоса) при условии равенства мощностей
лашин ниже давления рг питания машины 1 (гидромотора) и определяется
юотношением (механическими потерями пренебрегаем)
При использовании машины 2 в качестве гидромотора подача Q± машины
насоса) меньше расхода Q2 гидромотора в
\ давление рх машины 1 (насоса) при условии равенства мощностей машин
хэльше давления р2 машины 2 (гидромотора) в
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ АККУМУЛЯТОРЫ
Гидравлический аккумулятор — устройство, служащее для накаплива-
шя рабочей жидкости, находящейся под избыточным давлением, получаю-
цее и отдающее рабочую жидкость только попеременно.
При применении аккумуляторов' представляется возможным понизить
шагодаря накапливанию гидравлической энергии в периоды пауз в потреб-
1ении ее исполнительными агрегатами гидросистем мощность насосов до
редней мощности потребителей гидравлической энергии или же обеспечить
\ системах с эпизодическим действием потребителей перерывы (паузы) в ра-
юте насоса под нагрузкой.
Так как энергия, накопленная в аккумуляторе, может быть отдана (акку-
лулятор может быть разряжен) в короткое время, аккумулятор может
кратковременно развить большую мощность. Благодаря этому применение
аккумуляторов особенно рационально в гидросистемах с большими пиками рас-
сода жидкости, значения которых в некоторых случаях значительно
превышают средний расход жидкости. Так, например, мощность, развиваемая
131

гидродвигателями (силовыми цилиндрами), часто превышает при
применении аккумулятора установленную мощность насоса в 15—20 раз.
Аккумулятор часто применяется как источник аварийного питания
отдельных ветвей гидросистемы в случае отказа (или выключения) основного
источника (насоса) питания. В частности, к таким случаям относится
питание тормозной системы самолетов и других транспортных машин.
Применение аккумуляторов имеет особое преимущество в случае, когда требуется
длительное время какой-либо участок гидросистемы выдержать под
давлением (нагрузкой) при практическом отсутствии в нем расхода жидкости.
К таким случаям относится,
например, длительная выдержка под
давлением формуемых деталей из
резины и прочих неметаллических
материалов при их вулканизации.
При этом распределитель
устанавливается в положение, при
Рис. 94. Схема применения
газогидравлического
аккумулятора
У/////////////////////.
I
Рис. 95. Схемы пружинных
гидроаккумуляторов
котором насос отсоединяется от системы и соединяется с баком, а рабочая
полость силового цилиндра соединяется с аккумулятором (рис. 94).
В машиностроении применяются газовые (пневматические) аккумуляторы
и реже, преимущественно при небольших давлениях, пружинные.
В пружинном аккумуляторе (рис. 95) давление р жидкости создается
усилием, развивающимся при растяжении (рис. 95, а) или сжатии (рис. 95, б)
пружин. Текущее давление р определится из выражения (трением
пренебрегаем)
р
где Рпр
рпр = с (h0 + h) — усилие обжатия (растяжения) пружин;
здесь С — коэффициент жесткости пружин;
h0 и h — предварительное обжатие пружин и обжатие их
в процессе зарядки и разрядки аккумулятора.
Поскольку усилие пружины зависит от ее деформации, давление
жидкости в этом аккумуляторе зависит от степени его разрядки (от количества
жидкости в цилиндре аккумулятора).
В гидросистемах высоких давлений (200—300 кГ/см2) применяются
газогидравлические аккумуляторы, в которых накапливание и возврат энергии
происходит за счет сжатия и расширения газа (воздуха или азота).
Газогидравлический аккумулятор представляет собой закрытый сосуд,
заполненный сжатым газом с некоторым начальным давлением рн зарядки.
При подаче в этот сосуд жидкости объем газовой камеры уменьшается,
132

вследствие чего давление газа повышается, достигая к концу зарядки
(заполнения) жидкостью ртах. Количество поданной в аккумулятор жидкости
и среднее давление газа для изотермного процесса
Р *** ^
определяют запас энергии (энергоемкость), которая может быть полностью
или частично использована при разрядке аккумулятора.
- В аккумуляторах, применяемых в гидросистемах машин, жидкость и газ
обычно разделены поршнем или иными средствами. Разделение жидкостной
и газовой сред устраняет возможность
растворения газа в жидкости.
В соответствии с типом применяемого
разделителя сред различают поршневые (рис. 96) и диа-
фрагменные (рис. 97, а и б) аккумуляторы. Недо-
Рис. 96/ Гидравлический
аккумулятор поршневого типа
f Жидкость
Рис. 97. Гйдрогазовые аккумуляторы диафрагменного типа
статком первых является трение поршня в цилиндре, в результате
которого создается гистерезис в работе аккумулятора. Потери давления
на преодоление сил трения поршня достигают при номинальном давлении
320 кГ/см2 обычно 1,5—3 кПсм2. Недостатком поршневых аккумуляторов
является также возможность нарушения, в особенности в условиях низких
температур, герметичности по месту посадки поршня в цилиндре.
Для того чтобы устранить возможность потерь газа при разряженном
поршневом аккумуляторе и неработающей гидросистеме, применяют
клапан а самоотключения, который при приходе поршня в крайнее
положение, соответствующее разряженному аккумулятору, перекрывает выходное
(расходное) отверстие, запирая в цилиндре аккумулятора некоторое
количество жидкости.
Эти недостатки в значительной степени устранены в аккумуляторах,
в которых разделение сред осуществлено с помощью эластичной резиновой
диафрагмы. Они бывают баллонного (рис. 97, а) и сферического (рис. 97, б)
типов.
Так как в аккумуляторе с диафрагмой давление газа передается
практически непосредственно на поверхность жидкости, последняя будет
находиться под тем же давлением, что и газ. Кроме того, поскольку
сопротивление деформации диафрагм незначительно, эти аккумуляторы практически
безынерционны.
Для предохранения диафрагмы от выдавливания в отверстие выходного
штуцера при полной разрядке аккумулятора она снабжается утолщением
(рис. 97, б). В схеме, представленной на рис. 97, а, для этой цели применен
133

клапан, который под действием диафрагмы при полной разрядке
аккумулятора жидкостью перекрывает расходное отверстие, чем предотвращается
повреждение диафрагмы.
Аккумуляторы сферического (шарового) типа отличаются от
цилиндрических и баллонных относительной компактностью и малой массой.
Последнее обусловлено особенностями сферической формы (поверхность сосуда
сферической формы меньше при том же объеме, чем поверхность сосуда иной
формы), а также тем, что в стенках сосуда сферической формы, находящегося
под давлением жидкости, создаются напряжения в 2 раза ниже, чем в
стенках цилиндра того же диаметра.
Вместимость аккумуляторов
В расчетах газогидравлического аккумулятора основными вопросами
являются определение конструктивной (полной) его вместимости VK и
полезного объема Vn жидкости, под которым понимается объем жидкости,
вытесняемый газом из аккумулятора в процессе полной его разрядки при
Газ
шшшш.
Жидкость '_
а) 6) 6)
Рис. 98. Расчетная схема газогидравлического аккумулятора
понижении давления газа в заданном диапазоне (интервале). Произведение
полезного объема на среднее давление газа в эт/qm диапазоне давлений
определяет внешнюю работу (энергию) аккумулятора.
Из рис. 98 следует для изотермного процесса
(48)
где
и Уг — начальные давление и объем газа до заполнения (зарядки)
аккумулятора жидкостью (рис. 98, а)\
/?2 и 1/2 — конечные давление и объем газа в конце заполнения (зарядки)
аккумулятора жидкостью (рис. 98, б).
Объем Vi газа до заполнения аккумулятора жидкостью равен
конструктивной вместимости VK аккумулятора (\/г = VK) (рис. 98, а), и
полезный объем жидкости Vn равен изменению объема газа при зарядке (или
разрядке) аккумулятора:
Подставив в последнее выражение V 2, получим
Последнее выражение справедливо при условии полного вытеснения
жидкости из аккумулятора при его разрядке.
134

В практике давление рг принято называть начальным (предварительным)
давлением зарядки аккумулятора газом (без жидкости) и обозначать рНУ
давление р2 — максимальным рабочим давлением в конце зарядки его
жидкостью и обозначать ртах.
В соответствии с этим последнее выражение примет вид
Практически разрядку аккумулятора не доводят до полного вытеснения
жидкости, а сохраняют в нем некоторый запас V3 жидкости (рис. 98, в),
необходимый для обеспечения надежной работы автоматики включения насоса
на подзарядку аккумулятора, после того как давление в результате расхода
жидкости понизится до минимального рабочего значения рт[п.
Конструктивный объем аккумулятора в этом случае используется не полностью —
аккумулятор будет частично заполнен невырабатываемым объемом V3
жидкости, снижающим полезную его вместимость. Этот невырабатываемЫТй
объем (запас) должен быть, если не предъявлены иные требования,
минимальным. В соответствии с этим должно быть соблюдено условие ртп > рНУ-
причем во всех случаях при выборе начального давления воздуха необходимо
стремиться к наибольшему приближению его к минимальному рабочему
давлению ртп.
Процесс сжатия газа от начального рн до минимального рабочего pmri
давления протекает по тем же законам, что и в рассмотренном случае:
(49)
С учетом указанного запаса (объема) полезный объем уменьшится при
всех прочих равных условиях на объем запаса Vэ и будет
Подставив в это выражение V3 из выражения (49), найдем полезный
объем аккумулятора при условии, что
Ртш > Рн и показатель политропы п = 1:
т*™ n пиал/ \ Ртах/ \Pmin Ртах/
¥_п_ __ _Рн Р«_ /gj\
У к Pmln Ртах
Выражения (50) и (51) показывают, что полезная вместимость Vn
аккумулятора зависит при всех прочих равных условиях от отношения pjpmax
и для данного ртах от начального давления рн зарядки аккумулятора газом.
Диапазон изменения давления обычно выбирают в пределах
Ртах — Pmin ^ q i с
Ртах
Политропный процесс
При зарядке аккумулятора (заполнении жидкостью) происходит сжатие
газа, повышение его температуры и теплоотдача через стенку во внешнюю
среду, а при разрядке — расширение газа и вследствие освобождения при
этом энергии сжатого газа понижение его температуры и приток теплоты
извне. Эти процессы обычно происходят со скоростями, соответствующими
политропному изменению состояния газа. Для этого изменения состояния
(я > 1) выражения (48) примут вид
Р2 / ' 2 Х \ Ра ) К\ Ртах
135

В соответствии с этим
1
или
где а
vk \ Pmin
\Pmax/ L\Pmin7
ы У-(Рн )п
iin / \ Ртах /
(52)
показатель политропы, значение которого определяется опытным
путем.
При быстро протекающих процессах теплообмен со средой практически
отсутствует и изменение состояния газа происходит по адиабатному закону
с показателем адиабаты k = 1,4. В соответствии с этим
1 1
Уп = / Рн \ k _ ( Рн \
Ук \Pmin/ \Pmax/
Опыт показывает, что для стандартных аккумуляторов, рассчитанных
на давление 200 кГ/см2, толщина стенок такова, что чисто изотермный цикл
имеет место лишь при длительности процесса зарядки или разрядки не менее
3 мин. При длительности же цикла, равной или меньше 0,5 мин,
предпочтительнее применять адиабатный процесс (п = 1,4). С учетом этого в практике
показатель политропы для распространенных аккумуляторов и режимов
их работы (время равно приблизительно 0,5 мин) принимают в среднем
п = 1,3.
Влияние режима сжатия и расширения газа
Температурные изменения, происходящие при сжатии и расширении
газа в режиме /г»> 1, могут снизить полезную вместимость аккумулятора.
Последнее наглядно видно из выражения (52), которое показывает, что объем
жидкости в аккумуляторе при п = 1 будет больше, чем при п £> 1.
20
Политропа
Адиабата
Рис. 99. Кривые, характеризующие режим сжатия газа в аккумуляторе
В качестве иллюстрации последнего на рис. 99, а даны кривые давления
в функции сжатия газа для п == 1 (сплошные линии) и п = 1,4 (штриховые
линии), которые показывают, что для повышения давления с начального
значения 40 до 100 кГ/см2 в изотермном процессе (п = 1) объем газовой
камеры необходимо уменьшить на 60% начального значения (см.
кривую а), тогда как при адиабатном процессе (п = 1,4) это давление будет
достигнуто при уменьшении объема газа лишь на 48% начального его
значения. Следовательно, объём жидкости в аккумуляторе при п = 1 будет
больше, чем при п= 1,4, так же, как он будет больше и при любрм
значении п >> 1.
На рис. 99, б приведена диаграмма работы аккумулятора при разных
режимах разрядки (освобождения энергии), Точки риз> ртА и рад выражают
136

конечное давление газа при разрядке от ртах по изотерме, пблитропе и
адиабате. Заштрихованная площадка выражает работу при адиабатном режиме
разрядки.
ЖИДКОСТНЫЕ ПРУЖИНЫ
Капельная жидкость является упругим телом, подчиняющимся с
некоторым приближением закону сжатия Гука (изменение объема жидкости
при ее сжатии пропорционально изменению давления), что позволяет
использовать жидкости для построения мощных пружин и амортизаторов.
Принципиальная схема жидкостной пружины приведена на рис. 100, а.
Пружина состоит из цилиндра 3 и входящего в нее через уплотнительный
узел штока / с поршнем 2, служащим направлением для последнего.
Цилиндр 3 заполняется деаэрированной жидкостью под некоторым
начальным давлением plf которое определяет усилие начального «сжатия» пружины,
вычисляемое (без учета трения) по выражению
где / = Ц-
— площадь сечения штока / диаметром d.
5 12 3
Рис. 100. Схе^ы жидкостных пружин
При утоплении штока / в цилиндр 3 давление жидкости в результате
сжатия ее повысится, достигнув к концу хода штока р2, определяемого
степенью сжатия жидкости (изменением объема цилиндра 5), а также
коэффициентом сжимаемости последней.
Для обеспечения жесткости конструкции и возможности получения
одновременно с этим больших ходов применяются схемы, основанные на
дифференциальном штоке (рис. 100, б). Рабочей (неуравновешенной) площадью
штока здесь служит разность площадей левого и правого его сечений:
Характеристики жидкостной пружины в основном зависят от
коэффициента сжимаемости р (или от объемного модуля упругости) жидкости.
На основании выражения (5) перепад (изменение) давления в конце
и начале сжатия
АР = Ръ — Рг = у • ~у^
Рг = Pi
= рг + -1- -^
(53)
где
— относительное изменение объема жидкости при изменении
давления Ар;
Pi и/>2 — начальное давление жидкости (до сжатия пружины) и
давление в конце сжатия;
Р — средний для данного диапазона давления коэффициент
сжимаемости жидкости.
137

Таким образом, изменение объема жидкости при изменении давления
на Ар
где Vx и У2 — объем жидкости при начальном давлении (равен объему
цилиндра 3) и объем ее при изменении давления на Ар.
В соответствии с этим усилие на штоке жидкостной пружины в конце
ее сжатия в изотермном процессе (без учета трения)
Из этого уравнения следует, что поскольку коэффициент р сжимаемости
зависит от давления, уменьшаясь с увеличением последнего, жидкостная
пружина обладает переменной жесткостью по ходу сжатия — по мере
сжатия жесткость пружины увеличивается.
Для пружины, схема которой представлена на рис. 100, а, уменьшение
объема жидкости при сжатии может быть выражено (без учета деформации
сосуда)
AV = /Л, (54)
где f и h — площадь сечения и ход плунжера (скалки).
В соответствии с этим выражение (53) при изотермном сжатии пружины
на размер h с начальным давлением зарядки рх примет вид
— ,1 fh
As — Pi-Г-р-'-уГ-'
а ход штока для данного изменения давления
К преимуществам жидкостных пружин относится также простота
обеспечения заданного усилия предварительной затяжки пружины. Последнее
обычно осуществляется винтом 4 (рис. 100, а), хвостовик которого при
ввинчивании сжимает жидкость до давления рг. Сечение fx хвостовика и его
перемещение hx для повышения давления от нулевого до заданного начального
давления рг сжатия пружины могут быть определены из соотношения (54):
у Работа сжатия жидкости
Важным параметром, характеризующим состояние жидкости,
находящейся под действием высокого давления, является работа ее сжатия,
которая определяет потенциальную энергию сжатой жидкости. При принятом
выше допущении, что жидкость подчиняется закону Гука и рг = 0,
энергетические возможности объема жидкости Vu сжатой до давления р2 в
жестком сосуде (без учета расширения сосуда), могут быть выражены в
изотермном процессе уравнением
А = PcpAV = pcphf, (55)
где А — энергия (работа) сжатой жидкости;
Рср — среднее в процессе сжатия давление жидкости
(р2>Рср> Pi)-
При допущении,- что сжатие жидкости подчиняется закону Гука,
среднее давление может быть приближенно принято
п _ Р2 + Pi
Hep — 2
138

В соответствии с этим выражение (55) примет вид
На основании выражения (53)
AV = Vx (pt - Pl) (J,
с учетом чего получим
Для нулевой предварительной затяжки пружины (рг = 0) будем иметь
и изменение объема [см. выражение (53)]
AV =
В соответствии с этим получим для условия рх = 0 приближенное
выражение для расчета энергии сжатой жидкости
AmaX=-%-W = -±-plV$. (56)
Принятое в последних выражениях условие
D =&-
Нср 2
приближенно справедливо лишь для относительно небольших (до 600—
800 кГ/см2) давлений, в пределах которых сжатие и давление жидкости
связаны зависимостью, практически близкой к линейной (см. рис. 9, а).
Из выражения (56) следует, что для получения максимальной работы
при заданном давлении р2 сжатия жидкости необходимо иметь при всех
прочих равных условиях возможно большой начальный ее объем Vx или при
заданном начальном ее объеме максимальное давление р2. В равной мере
с этой точки зрения целесообразно подбирать жидкости, обладающие
максимальным коэффициентом сжимаемости р (с минимальным, модулем упругости)
и минимальной зависимостью его от различных факторов и, в
частности, от давления и температуры, а также малым температурным
коэффициентом расширения. # v-
Из существующих жидкостей этим условиям наиболее полно
удовлетворяют силиконовые (этилполисилоксановые) их марки, сжимаемость
которых примерно на 40—50% выше, чем сжимаемость жидкостей минерального
происхождения (см. рис. 9, б).
Для учета деформации под давлением жидкости стенок цилиндра расчеты
должны вестись с заменой объемного модуля упругости жидкости Е
приведенным модулем объемной упругости жидкости Епр в упругом трубопроводе:
:Emps
где D и s — диаметр и толщина стенки трубопровода;
Етр — модуль упругости материала стенок трубопровода (цилиндра).
Влияние на характеристику пружины режима
ее сжатия и качества жидкости
Выше рассмотрены вопросы сжатия жидкостной пружины по изотерм-
ному процессу, который характеризуется столь медленным изменением
объема, что выделяемая при этом теплота рассеивается, в результате чего
сжатие происходит при постоянной температуре жидкости.
139

Однако сжатие жидкости в рассматриваемом здесь случае ее применения
обычно протекает со скоростями, при которых выделяющаяся теплота
полностью не рассеивается, частично концентрируется в жидкости, повышая
ее температуру и увеличивая объем, а также изменяя прочие ее
характеристики. Ввиду этого давление жидкости при сжатии пружины с реальными
скоростями может превышать давление при сжатии ее по изотермному режиму.
Учитывая это при уточненных расчетах быстродействующих жидкостных
пружин, следует исходить не из изотермного, а из политропного процесса,
при котором развивающаяся при сжатии жидкости теплота частично
расходуется на повышение ее температуры. Предельным с этой точки зрения
является процесс сжатия, при котором вся теплота, соответствующая
энергии сжатия жидкости, расходуется на повышение ее температуры. Расчеты
показывают, что при сжатии по этому предельному процессу минеральной
жидкости от нулевого давления до давления 3500 кГ/см2 повышение
температуры примерно равно 35° С. ........ ...
Поскольку повышение температуры жидкости сопровождается
понижением объемного модуля ее упругости, а также температурным расширением
жидкости, характеристика пружины в конце ее сжатия в этом режиме
может отличаться от расчетной в изотермном режиме. Однако так как
повышение температуры жидкости, происходящее при динамическом сжатии
пружины, сопровождается понижением модуля упругости жидкости и
одновременно увеличением ее объема, а следовательно, повышением начального
давления зарядки пружины, влияние температуры на один из этих
параметров частично компенсируется противоположным влиянием на другой
параметр, в результате разница в характеристиках при статическом и
динамическом сжатии обычно небольшая.
Демпфирование энергии
В жидкостных пружинах, используемых в качестве амортизаторов,
предусматривается демпфирование некоторой части энергии сжатия
жидкости, для чего пружину снабжают демпфером в виде дросселя одно- или
двустороннего действия. Демпфирование энергии (дросселирование жидкости)
происходит либо при прямом ходе (при сжатии пружины), либо при
обратном ходе (при распрямлении пружины), либо одновременно как при прямом,
так и при обратном ходах.
Распространенными являются жидкостные пружины второго типа,
в которых демпфирование энергии (торможение) происходит при
распрямлении пружины. Это осуществляется в рассматриваемой нами схеме тем, что
жидкость, заключенная в камере, продавливается при распрямлении
пружины через малые отверстия в плавающем перекрывном клапане /
(рис. 101, а). Этот клапан при сжатии пружины перемещается давлением
вытесняемой жидкости влево и открывает проходные отверстия а в поршне 2,
благодаря чему жидкость протекает при этом без сопротивления. При
распрямлении же пружины (рис. 101, б) клапан под действием потока сжимаемой
жидкости перемещается вправо и перекрывает проходные отверстия, в
результате чего вытеснение жидкости из левой полости цилиндра в правую
происходит лишь через дроссельные отверстия в клапане 1 малого сечения,
при протекании через которые некоторая часть энергии сжатой жидкости
преобразуется в теплоту.
Ввиду сложности процесса демпфирования расчет производят, принимая
ряд допущений и осредняя значения искомых параметров.
Поделив работу (энергию) Л, которую должна поглотить жидкость
при проходе через дроссельные каналы (отверстия) демпфера, на ход
пружины А, найдем среднее усилие Р на ее штоке, развиваемое перепадом
давления, создаваемого сопротивлением этих каналов:
Л
р
140

Поскольку
Р —
гд£ f — площадь штока пружины;
&рдр — сопротивление дросселя,
можем написать
Перепад давления Ардр на дросселе и расход жидкости через
дроссельное отверстие сечения со связаны соотношением [см. выражение (20)]
где Q — средний расход жидкости;
|х — коэффициент расхода;
р — плотность жидкости.
'////\/7777
Рис. 101. Схемы жидкостных пружин:
оиб-с демпфером; в — импульсного гидропривода
Задавшись временем Т распрямления пружины на длину А, находим
среднюю скорость vn движения ее поршня:
h
В соответствии с этим средний расход Q жидкости через дроссельное
отверстие демпфера (клапана)
где D и d — диаметр цилиндра и штока амортизатора.
Решая совместно приведенные уравнения, находим площадь сечения
дроссельного отверстия (допускаем полную герметичность прочих мест
соединения)
Q
со = -
Р
141

Коэффициент расхода для диафрагменного дросселя (в виде отверстия
в тонкой стенке при условии s <: 2d, где s и d — толщина стенки и диаметр
отверстия), может быть принят \х = 0,62.
Средний перепад давления при упрощенных расчетах
Ртах
= ~Y~'
В схемах с демпфированием на прямом хрде плавающий клапан
располагается с противоположной стороны поршня.
Импульсный гидропривод
Упругие свойства жидкости используются для создания импульсного
гидропривода, который применяется в машинах ударного действия (молотах
и прочих установках), а также в качестве источника вибраций в
испытательных установках. Подобный привод позволяет получить до 300—400
импульсов (ходов) в минуту, при небольших же ходах число импульсов (частота
вибраций) может достигать 100 в секунду.
Принцип действия этого привода (рис. 101, в) основан на использовании
энергии мгновенного расширения предварительно сжатой жидкости, причем
при освобождении этой энергии в короткое время (0,005—0,01 сек) можно
получить большую мощность при относительно небольших давлениях и
объемах сжимаемой жидкости [см. выражение (56)].
Привод состоит из жидкостной пружины, представляющей собой
заполненный жидкостью под некоторым начальным давлением рх сосуд (цилиндр) /
с входящей в него скалкой (штоком) 2, соединенной с поршнем 4 силового
цилиндра 3. Поршень 4 несет со стороны, противоположной скалке 2, шток 6,
к которому присоединяется внешняя нагрузка. Питание силового цилиндра 3
жидкостью осуществляется с помощью распределителя 5 с
быстродействующим (электромагнитным или иным) приводом, при помощи которого рабочая
(нижняя) полость цилиндра последовательно соединяется с источником
питания (насосом) и с баком. При подаче жидкости в силовой цилиндр
скалка 2 перемещается вверх, сжимая жидкость в сосуде 1 (давление
сжатия обычно 600—1000 кГ/см2). При переключении распределителя 5 в
положение слива жидкости из рабочей полости цилиндра 3 скалка 2 с
присоединенной нагрузкой ударно перемещается под действием давления сжатой
жидкости вниз.
Распределитель 5 рассчитывается на освобождение энергии жидкости,
сжатой в сосуде /, в наиболее короткое время (0,005—0,006 сек), благодаря
чему представляется возможным получить при небольших габаритах
привода большую мгновенную мощность.
РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
В зависимости от способа, которым достигается изменение подачи
жидкости, направляемой в гидродвигатель, различают два основных способа
регулирования его скорости: дроссельный и объемный.
При дроссельном регулировании изменение подачи, направляемой в
гидродвигатель, осуществляется изменением гидравлического сопротивления
линии, в которую он включен, и отводом (сливом) части подачи насоса в бак.
При объемном регулировании изменение подачи жидкости, поступающей
в гвдродвигатель, достигается изменением рабочего объема или частоты
вращения насоса,, т. е. объемное регулирование предопределяет применение
в гидросистеме регулируемого насоса или привода насоса с регулируемой
частотой вращения.
Распространены как первый, так и второй способы, причем первый из
этих способов применяется преимущественно в гидросистемах небольших
мощностей (до 5—10 л. с.) и второй — при более высоких мощностях.
142

Дроссельное регулирование скорости гидродвигателей
Дроссель является простейшим и наиболее распространенным
регулятором скорости гидродвигателя. Основным преимуществом
гидропривода с дроссельным регулированием является возможность плавного
изменения скоростей, простота управления распределителем, а также то,
что усилия, требуемые для управления, могут быть снижены при
применении двух- и трехступенчатого усиления до 2—3 Г. Эти преимущества
особенно ценны в системах автоматики, так как допускают применение
маломощных сигналов.
Дроссельное регулирование применяется преимущественно в схемах
с гидрогенератором постоянного давления рн = const. Таким генератором
Рр
const
рн=const
В бак
Рис. 102. Схемы дроссельного регулирования скорости
гидродвигателя
может служить любой нерегулируемый насос, снабженный переливным
(ограничивающим давление) клапаном, или регулируемый насос с
устройством, ограничивающим давление путем изменения расхода. Этим же
требованиям рн = const частично удовлетворяет гидроаккумулятор, который
питает систему в периоды выключения насосов.
В зависимости от вида источника питания существующие системы
дроссельного регулирования можно разделить на системы, источник питания
(насос) которых имеет:
переменный расход (Q Ф const) и постоянное давление (рн Ф const)
жидкости, определяемое регулировкой переливного клапана а (рис. 102,
а и б)\
постоянный расход (Q= const) и переменное давление (рн= const),
определяемое нагрузкой гидродвигателя (см. рис. 102, г).
Реже применяются комбинированные системы.
Наиболее распространена первая система, которая имеет особые
преимущества в тех случаях, когда для нескольких гидроприводов применяется один
источник питания (насос).
Схемы установки дросселя. Дроссель (регулятор) в системах с рн =
= const устанавливается либо в линии питания гидродвигателя (на входе),
как показано на рис. 102, а и 103, а, либо в сливной магистрали (на выходе),
как показано на рис. 102, б и 103, б. Как в том, так и в другом случае
143

представляется возможным получать скорости гидродвигателя от нулевой до
максимальной. Излишек жидкости, подаваемой насосом, отводится в бак
через переливной клапан.
Оценивая эти способы установки дросселя, следует отметить, что схемы
с дросселем в сливной магистрали (см. рис. 102, б) обеспечивают
двустороннюю жесткость питаемого гидродвигателя. Поэтому эти системы могут
применяться при колеблющихся и знакопеременных внешних нагрузках
последнего, для которых схемы с регулятором, установленным на линии питания
(см. рис. 102, а), менее пригодны, так как при изменении знака нагрузки
гидродвигателя скорость движения выходного его штока (или вала) может
повышаться, поскольку этому дроссель здесь не противодействует.
В равной мере система с дросселем на входе непригодна для работы в
режиме больших ускорений выходного штока или вала. Из схемы,
представленной на рис. 102, а, видно, что при резком снижении подачи жидкости
в цилиндр путем дросселирования на входе в него поршень перемещается
под действием силы инерции движущейся массы, создавая при этом в
рабочей полости разрежение, т. е. происходит разрыв сплошности потока:
Упор Ф ~~Т~ *
, Последнее имеет особо важное значение для схем с гидродвигателем
вращательного движения (с гидромотором), который может работать в
переходных режимах с высокой скоростью и ускорениями выходного вала, при
этом силы инерции вращающихся частей гидродвигателя с
присоединенной к нему массой внешней нагрузки могут достигать значительной
величины. При установке же дросселя в сливной магистрали увеличению
скорости выходного вала препятствует сопротивление этого дросселя, которое
будет повышаться пропорционально квадрату скорости. Однако при резких
торможениях гидромотора в этой схеме в линии между ним и дросселем
могут возникнуть высокие давления. Для предохранения системы и
гидромотора от недопустимого повышения давления в этой линии устанавливают
предохранительный клапан Ъ (рис. 102, в).
Кроме того, схемы с дроссельным регулятором в сливной магистрали
более устойчивы против автоколебаний, чем схемы с регулятором в линии
питания, и в особенности при малых скоростях движения гидродвигателя,
что обусловлено в основном более интенсивным демпфированием
(рассеиванием) энергии колебаний.
Кроме того, установка дросселя на выходе предпочтительнее установки
его на входе из-за вероятности возникновения в системе скачкообразного
изменения нагрузки силового цилиндра, возможного, например, при выходе
приводимого с помощью этого цилиндра инструмента из изделия. В этом
случае энергия сжатой рабочей жидкости и упруго-деформированных
механических элементов освобождается, что может вызвать гидравлические
удары, которые при дросселировании жидкости на сливе значительно
сглаживаются.
Условие равновесия поршня в схеме силового цилиндра с двусторонним
штоком равных сечений при установке дросселя на входе (см. рис. 102, а)
п F = п F4-P4-T
Поскольку Рр = рн — АрвЛГ, можем написать
Л А* = Рн — Рсл §- > (57)
где рр <tpH — рабочее давление в цилиндре (см. рис. 102, а),
определяемое нагрузкой;
рн = const — подводимое давление (насоса), определяемое настройкой
переливного клапана;
144

&рвх — перепад давления на входном дросселе;
рсл — давление в сливной магистрали;
Р — нагрузка, приложенная к штоку гидродвигателя
(силового цилиндра);
Т — сила трения в цилиндре;
р = —1—_—i эффективная площадь цилиндра;
здесь Dud — диаметр поршня и штока.
При установке дросселя на выходе (см. рис. 102, б) указанные
зависимости примут вид
PHF = PiF + Р ± Т.
Поскольку pi = крем + Рсл* можно написать
ЬРвых^Рн-Рсл-^J1, (58)
где рг — противодавление в нерабочей полости цилиндра;
kpeblx — перепад на выходном дросселе.
Из выражений (57) и (58) следует, что перепад давления на дросселях,
а следовательно, и расход жидкости через них будет изменяться в обеих
схемах с изменением нагрузки Р. на штоке гидроцилиндра, причем эти перепады
давления будут при всех прочих равных условиях равны между собой как
в схеме с дросселем на выходе, так и на входе. В соответствии с этим
зависимость скорости поршня от нагрузки в обеих этих схемах будет одинаковой..
Поскольку насосы подобных систем с рн = const потребляют независимо
от нагрузки исполнительного двигателя максимальную мощность,
соответствующую полной подаче насоса и максимальному давлению, определяемому
настройкой (регулировкой) переливного клапана, обе рассмотренные системы
дроссельного регулирования обладают относительно низким к. п. д.
Применяемые в этих системах насосы постоянной подачи выбираются
из расчета максимально возможного для данного применения потребления
жидкости гидродвигателем, а следовательно, при малых скоростях
гидродвигателя избыток подачи насоса, сбрасываемый под давлением рн через
переливной клапан, составляет значительную часть подачи насоса. В
худшем с этой точки зрения случае, когда скорость гидродвигателя близка
к нулю, практически вся подаваемая на вход насоса постоянная мощность
расходуется на нагревание жидкости при перетекании ее через переливной
клапан, настроенный на максимальное давление. Это ведет к перегреву
жидкости, сопровождающемуся потерей ею некоторых свойств.
Системы с переменным давлением. Реже применяются системы с
переменным давлением (р Ф const), в которых давление питания определяется
нагрузкой гидродвигателя.
На рис. 102, г (см. также рис. 103, в) приведена схема подобной
гидросистемы, в которой дроссель подключен параллельно гидродвигателю
(силовому цилиндру). Излишек жидкости в этой схеме отводится (сбрасывается)
в бак не через переливной клапан, как это имело место в ранее
рассмотренных системах (см. рис. 102, а и б), а через этот дроссель, установленный
параллельно с гидродвигателем (на линии, соединяющей магистраль
подводимого давления с баком).
Жидкость, подаваемая насосом в объеме Qw, делится в этой схеме на два
параллельных потока, один из которых (Q4) поступает в силовой цилиндр
(гидродвигатель), а другой (Qdp) переливается через дроссель в бак, причем
эти потоки обратно пропорциональны сопротивлениям (нагрузкам) ветвей:
QH = Q4 + QdP-
Обозначив гидравлическое сопротивление дросселя через
145

где Qdp и &рдр — расход и перепад давления в нем, и пренебрегая давлением
в сливной магистрали, можем написать
QHFrdp — Р ±Т __ п Р ± т
Поскольку мощность, потребляемая насосом, зависит в этом случае
от нагрузки исполнительного гидродвигателя (давление при снижении
нагрузки уменьшается и при повышении увеличивается), последняя система
располагает меньшим избытком мощности, что благоприятно сказывается
на стабильности ее работы, а также улучшает энергетические условия работы
системы и повышает ее к. п. д.
Недостатком последней системы является пониженная жесткость и
необходимость индивидуального для каждого потребителя источника питания
(насоса). Кроме того, точность регулирования скорости и ее стабильность
a)
Рис. 103. Схемы включения дросселей в гидросистему
при этом способе регулирования ниже, чем в предыдущих схемах срм = const,
однако и нагрев жидкости меньше. Последнее обусловлено тем, что
давление в этой системе пропорционально нагрузке, и лишь при максимальном
ее значении давление достигает значения, на которое отрегулирован
переливной клапан насоса.
Схемы гидросистем с дроссельным регулированием скорости
гидродвигателя приведены на рис. 103, причем в схеме, представленной на рис. 103, а,
дроссель установлен в линии нагнетания (см. также рис. 102, а), в схеме на
рис. 103, б — в линии слива (см. также рис. 102, б) и в схеме на рис. 103, в —
между напорной и сливной магистралью (см. также рис. 102, г).
Путем изменения сопротивления в цепи питания гидродвигателя,
достигаемого с помощью регулируемого дросселя 2 (см. рис. 103, а),
представляется возможным ограничивать поступление жидкости в гидродвигатель
(силовой цилиндр) /, а следовательно, регулировать скорость движения
его выходного звена. Избыток жидкости, подаваемой насосом 3, отводится
(сбрасывается) в этой схеме через переливной клапан 4 в резервуар (бак).
Путем применения обводных (байпасных) линий, включаемых с помощью
механических (упоры на движущейся части) или электромагнитных устройств,
представляется возможным выключать дроссель на некоторой части пути
хода поршня цилиндра, обеспечивая нерегулируемый ускоренный ход поршня.
Схема подобной гидросистемы с установкой регулируемого дросселя 3 в
сливной магистрали представлена на рис. 103, г. При прямом ходе (вправо)
жидкость через распределитель 5 подается в левую полость цилиндра 1.
Из противоположной полости цилиндра она вытесняется в бак либо через
регулируемый дроссель 3, либо при утопленном положении двухходового
146

распределителя (байпаса) 4 в обход дросселя 3 непосредственно в бак.
Байпас 4 переключается (утапливается) с помощью упоров 2 на
движущейся части цилиндра, причем утопленное положение его соответствует
ускоренному перемещению поршня силового цилиндра 1, что используется,
например, в станках для ускоренного подвода инструмента к
обрабатываемой детали и пр.
Скорость поршня для этого случая
v =
7lD2 '
Движение поршня с этой скоростью продолжается до тех пор, пока
упор 2 удерживает дроссель 3 в утопленном положении. По прекращении же
Рис. 104. Типы дроссельных регуляторов
действия управляющего упора этот клапан под усилием пружины
установится в положение, в котором путь отводимой из цилиндра 1 жидкости будет
перекрыт регулируемым дросселем.
При подаче жидкости через распределитель 5 в правую полость
силового цилиндра 1 (соответствует обратному нерабочему ходу поршня силового
цилиндра) жидкость поступает в цилиндр в обход дросселя 3 через обратный
клапан 6. Скорость движения поршня в этом случае
\ YI ft \D (* )
где Dud — диаметр поршня и его штока.
Дроссельные регуляторы с постоянным перепадом давления. Чтобы
исключить влияние на расход жидкости, а следовательно, и на скорость
гидродвигателя нагрузки последнего, применяют автоматически действующие
дроссельные регуляторы, которые позволяют обеспечить при изменении нагрузки
практически постоянный перепад давления и постоянный при прочих
равных условиях расход жидкости через дроссель.
Принципиальная схема такого регулятора, предназначенного для
установки в напорную магистраль, представлена на рис. 104, а.
Регулятор состоит из двух дросселей 1 и 2, соединенных в общем корпусе,
из которых дроссель 2 имеет постоянную (ручную) настройку сопротивления
(перепад давления при постоянном расходе Ар2 = const), дроссель же 1
представляет собой редукционный клапан с автоматической настройкой
сопротивления (перепад давления Арг =h const) в зависимости от
редуцированного давления рред на выходе из него и нагрузки Р гидродвигателя 3.
147

Жидкость с постоянным входным давлением /v = const поступает
(от насоса или иного источника питания) через входное окно Ь и щель
автоматического дросселя в проточку (камеру) а между двумя поясками
плунжера дросселя / и от нее — к дросселю 2 постоянного сопротивления, пройдя
который направляется к гидродвигателю 5.
Для приведенной схемы выходное давление дросселя 2 является рабочим
давлением рд гидравлического двигателя, которое равно (трением в цилиндре
пренебрегаем)
Рд=уг9
где Р — внешняя нагрузка, приложенная к штоку силового цилиндра;
F — рабочая площадь силового цилиндра.
Плунжер дросселя / в этой схеме находится под действием усилия
пружины 4 и силы давления рд на неуравновешенную площадь
стремящихся сместить его в положение максимального открытия проходного
окна Ь9 и противодействующей им силы редуцированного давления, равного
рред = Ар2 + рд на ту же площадь, где Др2 — перепад давления
(сопротивление) в дросселе 2.
При установившемся режиме
РредМп = Рпр + РдМп
ИЛИ
р
Рред = Рд + -д^ »
где Рпр — усилие сжатия пружины 4.
На основании последних выражений можно написать
р
&P2 + Pd — Pd + -£jfc>
откуда перепад давления в дросселе 2
Р *
&P2=:Tr- = const.
Очевидно, при условии сохранения постоянства перепада давления Лр2
постоянным будет при всех прочих равных условиях и расход жидкости
независимо от нагрузки Р гидродвигателя и входного давления рвх, которое
должно превышать рд. Нетрудно видеть, что увеличение давления рдУ
вызванное увеличением нагрузки Р, нарушит равновесие дросселя 7, и он,
переместившись вверх, увеличит проходную щель (уменьшит перепад
давления Apt), компенсируя указанное изменение нагрузки.
При уменьшении нагрузки Р гидродвигателя 3 процесс протекает в
обратном порядке. Конструктивная и условная схемы аналогичного регулятора
подобного типа, предназначенного для установки в сливной магистрали,
приведены на рис. 105, а и б. Регулятор представляет собой редукционный
клапан (дроссель с автоматической настройкой) 2 в сочетании с
последовательно расположенным дросселем 4 постоянной настройки.
Редуцированное давление рред = рвх — Ар2, где рвх — давление на входе
в редуктор и Ар2 — перепад давления на редукционном поршне, действует
через поршень 1 на плунжер клапана 2, нагруженного пружиной 3, усилие
сжатия которой определяет это давление.
При изменении по какой-либо причине (колебание нагрузки и пр.)
давления рвх на входе в регулятор, которым в этой схеме является
противодавление жидкости, отводимой из нерабочей полости гидродЕигателя, изменится
мгновенный расход жидкости через щелевой канал b автоматического
дросселя, что вызовет изменение сопротивления дросселя 4, а следовательно,
148

и изменение редуцированного давления рред. В результате этого равновесие
клапана 2 нарушится, и он переместится^ новое положение, в которш по'
тери (перепад) давления Др2 в щелевом канале Ь дросселя вновь будут равны
разности нового входного рм и постоянного редуцированного Ppj давления
упръ — рвх — рред — const).
Редуцированное давление Рред без учета сил трения, а также действия
гидродинамических сил потока жидкости на клапан 2 и давления
обусловленного сопротивлением сливной линии (рсл=0), определится из выражения
Рред = -7—» COnst,
in
гДе РпР — усилие затяжки пружины 3;
■ in— площадь поршня (для схемы рис. 105,6 эта площадь равна
/л — /1 + /в. гДе /1 — площадь сечения поршня 1 и L — рабочая
ПЛОЩадь ПОРШНЯ 6). ' раиичан
а 3
Рис. 105. Конструкция и схема дроссельного регулятора с постоянным
перепадом давления
При рСД = 0 величина рред является перепадом давления Ар4 на
дросселе 4: ^4 ^
= Рред — Рсл = Рред =
(59)
В соответствии с этим расход жидкости через дроссель 4 будет также
постоянным [см. уравнение (20)]. У
Однако при рсл > 0 перепад давления Др4 на дросселе 4 уменьшится
на р что соответственно скажется на расходе жидкости через дроссель 4
Чтобы устранить влияние на регулятор сливного давления, сливную
магистраль соединяют с полостью а (в схеме, представленной на рис. 105, а
это выполняется с помощью осевого канала в клапане 2). В этом случае
будет обеспечен постоянный перепад давления Ар4 на дросселе 4 при всех
возможных изменениях сливного давления рСД. Редуцированное давление
в этом случае повысится на рсд:
Рред = '
Pcnfti
Заменив в уравнении (59)
~?-
на р'ред, получим
+ рсл-рсл = -*1.
149

Для схемы рис» 105, б редуцированное давление и перепад давления
на дросселе 4 определяются с учетом сливного давления рсл:
. пР i Рсл] а *пр .
Р
пР
+ Рсл — Рсл~'
где /6 — площадь сечения цилиндра.
Для повышения чувствительности регулятора следует уменьшать
диаметр d2 плунжера 2 (рис. 105, а) и увеличивать диаметр d1 поршня Л
отношение которых часто доводят до dx/d2 == 5 и более (в схеме на рис. 105, б
этого достигают увеличением диаметра поршня 6). Кроме того, для
повышения чувствительности следует уменьшать трение подвижных частей
регулятора.
Значение рред при условии установки регулятора в сливной магистрали
гидродвигателя (рис. 105) должно быть не более 1—2 кГ/см2. Для повышения
устойчивости регулятора против автоколебаний на пути подвода жидкости
с давлением рред к поршню / (для схемы рис. 105, б — к поршню 6)
установлен демпфер (дроссель) 5.
Схема стабилизации скорости гидродвигателя установкой дроссельного
регулятора на выходе получила распространение в машинах с колеблющейся
(вплоть до изменения знака) нагрузкой гидродвигателя (в станках с
меняющимся усилием резания в период рабочего хода гидродвигателя и пр.).
На рис. 104, б показана схема регулирования скорости гидродвигателя,
осуществляемого изменением давления жидкости, нагнетаемой насосом
(см. также рис. 102, г). Пропускное сечение канала, ведущего в рабочую
полость двигателя, здесь регулируется дросселем 2 постоянного
сечения. Однако через этот дроссель проходит в цилиндр лишь часть
жидкости, поступающей от насоса, а остальная часть сливается в бак через
дроссель с автоматической регулировкой. Отводимая часть жидкости
определяется положением плавающего затвора этого дросселя 5, связанного с
поршеньком /, к которому с нижней стороны приложена сила,
пропорциональная давлению жидкости перед дросселем 2 постоянного сечения, а с верхней —
сила, пропорциональная давлению после этого дросселя (пропорциональная
рабочему давлению в гидродвигателе). Ввиду этого в зависимости от
изменения рабочей нагрузки гидродвигателя затвор автоматического
дроссельного регулятора, перемещаясь, изменяет расход через него жидкости в бак.
Перепад давления в дросселе 3, определяемый усилием пружины, обычно
не превышает 2—3 кГ/см2. \
Для предохранения от излишне высокого тормозного эффекта применен
шариковый предохранительный клапан. Для уменьшения влияния
сжимаемости рабочей среды, обусловленной наличием в ней нерастворенного воздуха,
и обеспечения равномерной скорости на выходе из цилиндра установлен
подпорный клапан 4, отрегулированный на противодавление 3—10 кГ/см2.
Дроссельное регулирование золотником. В ряде систем и, в частности,
следящих системах, дросселем является распределительный золотник,
смещением плунжера которого изменяют сопротивление расходных (проходных)
окон золотника.
На рис. 106 приведена схема с постоянным давлением питания (рн =
= const), в которой в качестве гидродвигателя применен силовой цилиндр.
При положении плунжера золотника, показанном на этой схеме, жидкость
через правое золотниковое окно поступает от насоса в правую полость
силового цилиндра, перемещая его поршень влево. Жидкость же из левой полости
этого цилиндра удаляется через левое золотниковое окно в сливную линию.
Обозначив полный перепад давления, под которым работает
гидросистема, через Арс = рн — рсл> можем написать, допуская, что сопротивле-
150

ния обоих окон равны, и пренебрегая давлением в сливной линии,
Арс = 2Ар0К + Др„,
где Арн = Pi — Рг = -р перепад давления, соответствующий
нагрузке Р (трением пренебрегаем);
Др<ж = РсТ Phl — потери давления в одном расходном золотниковом
окне (щели);
здесь F — эффективная площадь цилиндра. При принятом допущении ♦
равенства сопротивлений обоих расходных окон, что соответствует
симметричному золотнику, и при пренебрежении давлением рсл в сливной линии
имеем Арок = рн — рг = р2.
Расход жидкости через
золотник равен без "учета утечек и
сжимаемости жидкости объему,
описываемому поршнем цилиндра:
Q = Fv, или v = ■—-,
где F и v — эффективная
площадь и скорость
поршня.
С другой стороны, расход
можно выразить, согласно
выражению (20), через
рм * const
\=v>tY'
(60)
где / = ndx — площадь расходной
щели (окна);
х — открытие щели.
В соответствии с этим скорость поршня
Рис. 106. Схема дроссельного регулирования
золотником
т. е. скорость поршня является линейной функцией перемещения золотника
(или при прямоугольных формах окон золотника — линейной функцией его
открытия). График зависимости v = / (х) называется расходной
характеристикой золотника. Типовые характеристики идеального золотника с нулевым
перекрытием (см. рис. 43, в) при разных нагрузках гидродвигателя (при
разных Арн) показаны на рис. 106.
Оптимальное соотношение между потерянным и полным давлением.
Для систем дроссельного регулирования существует оптимальное
соотношение между потерянным и полным давлением.
Определим соотношение между Арок и Арн, при котором мощность
гидродвигателя максимальна, (сопротивлением линии слива пренебрегаем). При
расходе гидросистемы Q мощность гидродвигателя
N = Q Дал,
где rj — к. п. д. гидродвигателя.»
151

Расход, согласно уравнению (60),
Q = с У АроК = с ]/Дд. —Др„,
в соответствии с чем последнее уравнение
Экстремальное значение N
dN
откуда
3 *
Из последнего выражения, характеризующего оптимальное соотношение
между Арн и Дрс, следует, что при указанных условиях х/3 давления,
развиваемого насосом, должна быть потеряна.
,1 — _L 2
В)
Рис. 107. Схемы объемного регулирования скорости гидродвигателя
изменением подачи насоса
К. п. д. гидросистемы
где Qo — расход при холостом ходе.
Учитывая, что
±-1/
Qo - V
Арс —
находим максимальный к. п. д.
Арс
3 * 3 ''
• 0,39.
Из приведенного анализа следует, что системы дроссельного
регулирования можно рекомендовать к применению лишь в передачах малых
мощностей. Практически при мощностях более 30 кет возникают при применении
этой системы регулирования трудности теплоотвода.
Регулирование скорости гидродвигателей изменением
рабочего объема насосов
Дроссельное регулирование скорости гидродвигателя, применяемое в
системах с насосом постоянной подачи, связано, как это было указано, с
потерей энергии, причем, если при небольших мощностях насоса эти потери
невелики, то с увеличением мощностей они достигают недопустимых значений.
152

Ввиду этого при больших мощностях (больше 10—15 л. с.) и в случаях
повышенных требований к точности и' стабильности регулирования
применяют насосы с регулируемой подачей (объемное регулирование).
В гидроприводе с объемным регулированием изменение скорости
гидродвигателя обычно осуществляется путем изменения рабочего объема насоса
и реже — рабочего объема гидромотора. В сравнении с приводом
дроссельного регулирования привод с регулируемым объемным насосом имеет более
высокий к. п. д. т] = 0,75ч-0,80 (у привода дроссельного регулирования
обычно г) = 0,Зч-0,4), а также вызывает меньший нагрев жидкости.
К преимуществам гидропривода с объемным регулированием относится
то, что он имеет жесткую механическую характеристику, при которой
скорость выходного вала с изменением момента нагрузки изменяется
незначительно.
На рис. 107, а изображена принципиальная схема гидропривода с
роторным аксиально-поршневым насосом, регулирование хода поршней в котором
достигается ручным или автоматическим изменением угла наклона у ведущей
шайбы относительно оси цилиндрового блока. Изменение направления
движения (реверс) поршня силового цилиндра здесь достигается изменением
знака этого угла.
Расчетная подача такого насоса
Q«,= qn = fznh s ^ znh, (61)
где q = fhz — рабочий объем насоса;
здесь z — число поршней насоса;
f = -j площадь поршня;
п—частота вращения в об/мин;
h — регул ируемый ход поршня насоса (для рассматриваемого
аксиального роторно-поршневого насоса
h = D tg у);
здесь D — диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке
цилиндров;
у — угол наклона статор ной шайбы.
Нетрудно видеть, что расчетная скорость v поршня площадью F в лодоб-
i i Q«
ной схеме может плавно изменяться в пределах ± vmax = ± —-.
Характеристика гидропривода объемного регулирования во многом
зависит от способа и качества механизма регулирования подачи насоса. Это
регулирование, осуществляемое вручную или автоматически по сигналам
различных датчиков, производится путем изменения рабочего объема насоса, что,
в свою очередь, обычно осуществляется путем линейного или углового
смещения элементов, с помощью которых изменяется рабочий объем
насоса.
Наиболее простым является ручное (рис. 108, а) или электромеханическое
(рис. 108, б) регулирование, выполняемое с помощью червячных или
винтовых пар или иных механических устройств.
Распространены также системы, в которых линейное или угловое
смещение элемента, с помощью которого изменяется рабочий объем насоса,
осуществляется с помощью гидравлических устройств. Если в последней системе
требуется обеспечить лишь реверс насоса или движение в одном направлении
с двумя скоростями, а также движение в двух направлениях с одной
скоростью перемещения в каждом направлении, то применяют простые устрой-
-ства с двумя силовыми цилиндрами 1 и 3 (рис. 108, г), которые в большинстве
хлучаев размещаются в корпусе насоса. Регулирование (ограничение)
хода поршней осуществляется с помощью механического (винтового) огра-
153

ничителя 4. Для управления цилиндрами обычно применяют
распределители 2 с электромагнитным приводом.
В том случае, когда для смещения регулируемого элемента требуются
большие усилия или требуется обеспечить бесступенчатое регулирование,
применяют сервомеханизмы (гидроусилители) с обратной связью.
Принципиальная схема гидравлического узла регулирования подачи
насоса с подобным двухступенчатым усилением представлена на рис. 107, б.
Рычаг /, с помощью которого осуществляется регулирование рабочего объема
Рис. 108. Механизмы объемного регулирования подачи насосз
насоса, приводится с помощью силового цилиндра 2 следящего
гидроусилителя. Вход 3 гидроусилителя связан с задающим устройством и поршень
цилиндра 2 — с рычагом 1 регулирования подачи насоса.
Автоматическое регулирование подачи насоса. В практике
распространены гидросистемы с насосом автоматического регулирования подачи по
сигналам различных датчиков (давления, температуры и пр.).
В гидросистемах машин распространены схемы регулирования по
давлению (регуляторы предельного давления), при котором давление, развиваемое
насосом, используется для ограничения подачи жидкости или мощности,
потребляемой насосом, до заданного минимального значения.
Принципиальная схема автоматически регулируемого насоса аксиально-
поршневого типа показана на рис. 109, а. Пружина 2 регулятора действует
в направлении установки наклонной шайбы 3 насоса в положение
максимального угла у наклона этой шайбы. Усилию этой пружины противодействует
давление р жидкости на выходе насоса на поршенек 1 регулятора, который
по достижении заданного давления сжимает пружину 2, уменьшая этот
угол.
Следовательно, регулятор поддерживает при заданном давлении,
определяемом предварительным сжатием пружины 2, практически постоянную
154

подачу жидкости до достижения расчетного давления с последующим
уменьшением подачи, причем интенсивность роста давления зависит от
характеристики пружины.
На рис. 109, б прийедены кривые, характеризующие подачу Q и
мощность N насоса в функции давления р на выходе из насоса. Точка с кривой
А
/
/
/
/
N
с
\
\
\\
S) р
Рис. 109. Схема автоматического регулирования подачи насоса по давлению а) и
зависимость подачи Q и мощности N такого насоса от давления (б)
подачи соответствует началу сжатия пружины клапана и началу
регулирования (уменьшения) подачи насоса. При некотором давлении подача насоса
снизится до нуля. Подбором характеристики пружины регулятора могут
быть получены требуемые для конкретных целей зависимости Q = / (р)
к N = f (р).
Схема включения такого насоса 4 в гидросистему
с силовым цилиндром 1 и распределителем 2 приве--
дена на рис. ПО. При повышении давления свыше
установленного пружина регулятора 3 сжимается,
уменьшая при этом угол наклона регулирующей
шайбы насоса 4. Регулирование поршня силового
цилиндра 1 осуществляется в этой схеме
распределителем 2.
Насосы с подобным регулированием подачи (см.
рис. 109), получившие название стабилизаторов
давления, широко применяются также при
обслуживании одним насосом нескольких периодически
действующих гидродвигателей (на гидростанции с
централизованным источником питания).
Системы с реверсивными насосами регулируемой
подачи. В том случае, если конструкцией насоса
предусмотрена возможность установки
регулирующего элемента в положение, соответствующее
отрицательному (считая от оси симметрии цилиндрового
блока) значению регулируемого параметра (угла
наклона 7 и пР-)> подобный насос может обеспечить реверсирование
подачи при том же направлении вращения его вала. При применении такого
насоса отпадает надобность в распределительном устройстве.
Принципиальная схема такого гидропривода с силовым цилиндром
показана на рис. 111, а. Реверс гидродвигателя (в данной схеме силового
цилиндра 1) и регулирование его скорости осуществляются изменением
направления и подачи насоса 2. Поскольку в этом случае применяются
регулируемые насосы 2, подача которых может плавно изменяться в пределах
iQmax» теоретически представляется возможным обеспечить реверсирование и
155
Рис. ПО. Схема
включения в гидросистему
насоса с автоматическим
регулированием подачи

регулирование скорости гидродвигателя от нуля до максимального
положительного и отрицательного значения, определяемого объемными
параметрами насоса и двигателя.
Очевидно, реальные гидросистемы этого типа должны быть снабжены
дополнительной аппаратурой, обеспечивающей надежное питание насоса
жидкостью и предохранительными устройствами (рис. 111, б). В частности,
для обеспечения подпитки всасывающей полости насоса 4 система снабжается
обратными клапанами 1 и 3, отделяющими рабочую полость насоса от
всасывающей, и для предохранения от перегрузки — предохранительным
клапаном 2.
Для повышения надежности питания
систему часто снабжают дополнительным насосом
подпитки 5 (рис. 112, а), создающим некоторый,
устанавливаемый переливным клапаном 4,
подпор в линии всасывания основного насоса 2.
Рис. 111. Схемы
объемного регулирования с
реверсивными насосами
Рис. 112. Схемы объемного регулирования с
реверсивными насосами и насосами подпитки
Рабочая для данного направления подачи насоса полость цилиндра 1
отсекается от насоса подпитки 5 обратными клапанами 3 и 6.
При применении цилиндра / с односторонним штоком (рис. 112, 6) схема
обычно снабжается сдвоенным обратным пластинчатым клапаном 2, который
обеспечивает при работе течение жидкости, необходимое для компенсации
разности объемов полостей цилиндра /. При подводе жидкости в какую-
либо из полостей цилиндра клапан отсекает эту полость от насоса 3 подпитки,
соединяя его через образующуюся щель с противоположной полостью
цилиндра. При этом происходит либо подпитка насоса 4 вспомогательным
насосом 3 (при подводе жидкости в полость силового цилиндра,
противоположную штоку), либо сброс излишка жидкости в резервуар (при подводе
жидкости в штоковую полость силового цилиндра).
Схемы регулирования с насосом-дозатором. В рассмотренной выше схеме
объемного регулирования (см. рис. 107) насос является одновременно и
источником питания, и регулятором скорости. В этом случае он
устанавливается на входе в гидродвигатель.
Однако подобной установке, в особенности при малых расходах, присущи
недостатки, отмеченные при рассмотрении схемы регулирования с установкой
на входе дросселя.
Ввиду этого в том случае, когда необходимо обеспечить двустороннюю
жесткость гидросистемы, насос-регулятор (расходомерный насос)
устанавливают в сливной магистрали гидродвигателя. Питание же системы жидкостью
обеспечивают дополнительным специальным насосом обычно нерегулируемого
156

типа. Скорость гидродвигателя в этом случае определяется объемом
жидкости, отбираемой от последнего насоса насосом-регулятором.
Схема такой системы с регулятором, установленным в сливной магистрали
гидродвигателя, приведена на рис. 113, а. Вал регулируемого расходомер ного
насоса (регулятора) 1 жестко связан с приводным валом питающего
(рабочего) насоса 3 нерегулируемого типа, подачу которого рассчитывают на расход
жидкости, несколько превышающий потребление ее гидродвигателем 2 при
заданной его скорости. Избыток жидкости переливается через переливной
клапан 4.
Благодаря бесступенчатому изменению рабочего объема расходомер ного
насоса 1, работающего в данной схеме в режиме гидромотора, можно
обеспечить бесступенчатое регулирование количества жидкости, поступающей
к гидродвигателю (силовому
цилиндру) 2, причем
энергия, соответствующая
мощности расходомер ного насоса
/, работающего в этой схеме
в качестве гидромотора, не
превращается в теплоту, а
возвращается на приводной
вал насоса 3.
Минимальное значение и
стабильность дозируемого
расхода, а также объемный
к. п. д. насоса зависят от
нагрузки двигателя, с
изменением которой изменяются рис цз. Схемы объемного регулирования с насосом-
давление и утечка жидкости. дозатором
Из курса «Объемные
насосы и гидравлические двигатели» известно, что объемный к. п. д. насоса
о
$)
где QT и AQH — теоретическая подача насоса и утечки в нем.
Поскольку утечки в насосе AQH практически не зависят от теоретической
подачи QTi существует предел минимальной регулируемой подачи. При
некотором малом рабочем объеме регулируемого насоса 1 (соответствует малому
значению QT) подвод жидкости, а следовательно, и скорость гидродвигателя
под нагрузкой могут вследствие утечек жидкости полностью прекратиться.
Последнее будет иметь место при AQH = Qr.
Из схемы, приведенной на рис. ИЗ, я, следует, что при нулевой нагрузке
гидродвигателя 2 справедливо условие р2 = plf где рг — давление настройки
переливного клапана 4 (трением также пренебрегаем). В соответствии с этим
перепад давления Ар = р2 — р3 в насосе 1 при нулевой нагрузке
гидродвигателя 2 будет максимальным и равным Ар = рг = рг. При максимальной
нагрузке гидродвигателя 2, при которой давление р2 в его нерабочей полости
. равно нулю, перепад давления в насосе / будет также равен нулю.
Недостатком схемы, приведенной на рис. 113, я, является то, что давле-.
ние питающего насоса 3 не зависит от нагрузки гидродвигателя, поэтому при
малых его скоростях (малых расходах насоса) значительная часть мощности
этого насоса превращается в теплоту.
Для снижения этих потерь применяют систему, схема которой приведена
на рис. 113, б. Насос-регулятор ) этой схемы подает жидкость в линию
нагнетания питающего насоса 3, снабженного механизмом автоматического
изменения давления в зависимости от нагрузки гидродвигателя (силового
цилиндра) 2. Для этого применен автоматический дроссельный клапан 5,
установленный на нагнетающей линии питающего насоса 3, который регу-
157

лирует давление этого насоса в зависимости от противодавления в правой
(сливной) полости силового цилиндра 2, которое обусловлено его нагрузкой.
Площадь живого сечения штока затвора тормозного клапана 4 этого
дросселя выбирают равной половине площади его поршня со стороны штока.
Принцип действия рассматриваемой системы основан (без учета сил
трения и при равенстве площадей полостей гидродвигателя) на сохранении
условия Pi + р2 = const.
Условие равновесия сил, действующих в двигателе:
PlF = p2F ± P,
где рг и р2— давление в рабочей и противодавление в противолежащей
(сливной) полостях силового цилиндра;
Р и F — нагрузка и площадь силового цилиндра.
Если нагрузка Р, приложенная к силовому
цилиндру (гидродвигателю 2), действует против
направления силы давления ри то
противодавление р2 будет уменьшаться, в результате затвор
тормозного клапана 4 закроется, увеличивая
давление на выходе насоса 3 до значения, при
котором обеспечивается условие рг + р2 = const.
В случае, когда нагрузка силового цилиндра
действует в обратном направлении (в
направлении действия силы давления рг),
противодавление р2 увеличивается, в результате тормозной
клапан открывается, уменьшая давление рг.
Гидросистема с подобным тормозным клапаном
применяется во фрезерных станках, к которым
предъявляются требования обеспечения
автоматического регулирования скорости движения
(подачи) стола в зависимости от переменной нагрузки
при резании. Схема гидросистемы фрезерного
станка с подобным клапаном представлена на
рис. 114. В отличие от рассмотренной схемы здесь применен силовой
цилиндр с односторонним штоком. Система снабжена двумя насосами Зи1,
первый из. которых является питающим насосом и второй, представляющий
собой регулируемый реверсивный насос, установленный в линии слива
силового цилиндра 2, является регулятором скорости. Насос 1 при рабочем
ходе цилиндра 2 забирает жидкость из полости цилиндра и подает ее в линию
нагнетания насоса 3, давление которого автоматически регулируется с
помощью дроссельного клапана 5 в зависимости от нагрузки силового
цилиндра 2 (силами резания). Как и в клапане, рассмотренном выше (см.
рис. 113, б), площадь живого сечения поршенька клапана 4 со стороны его
хвостовика обычно выбирают равной площади его хвостовика.
Принцип действия рассматриваемой системы заключается в сохранении
условия рг + А р2 = const.
Условие равновесия сил, действующих в силовом цилиндре:
PiFi = P2F2 ± Р,
где Рх и р2 — давление в рабочей и противодавление в противолежащей
полостях силового цилиндра;
Fi и F2 — площадь полости силового цилиндра;
Р — нагрузка силового дилиндра.
В том случае, если нагрузка Р действует против направления силы
давления plt противодавление р2 будет уменьшаться. В результате затвор клапана 4
закроется, увеличивая давление рх до значения, при котором будет
восстановлено условие
Рис. 114. Схема
регулирования с дифференциальным
тормозным клапаном
Pi
const.

ГЛАВА IV
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
СЛЕДЯЩИЕ
ПРИВОДЫ
(ГИДРОУСИЛИТЕЛИ)
ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ
Гидроусилитель — совокупность гидроаппаратов и объемных
гидродвигателей, в которой движение управляющего элемента преобразуется в
движение управляемого элемента большой мощности, согласованное с
движением управляющего элемента по скорости, направлению и перемещению.
Гидроусилитель следящего типа представляет собой силовой
гидропривод, в котором исполнительный механизм (выход) воспроизводит
(отслеживает) закон движения управляющего органа (входа), для чего в системе
предусмотрена непрерывная связь между выходным и входным элементами,
которая называется обратной связью. Иначе под следящим гидроприводом
понимается гидропривод с автоматическим регулированием, в котором
скорость движения или ход (поворот) ведомого звена объемного гидродвигателя
изменяется по определенному закону в зависимости от заранее не известной
переменной величины, воздействующей извне на объемный гидропривод.
Названия такого привода — «следящий гидроусилитель», а также
«следящий гидропривод» — обоснованы тем, что выход такого гидроусилителя
автоматически устраняет через обратную связь возникающее
рассогласование между управляющим воздействием (входным сигналом) и ответным
действием (выходным сигналом). Под входом или входным сигналом здесь
понимается любое намеренное воздействие (перемещение, скорость и прочие
параметры), сообщаемое датчику рассогласования от задающего устройства,
а под выходом или выходным сигналом понимается воздействие, развиваемое
исполнительным органом (гидродвигателем), с помощью которого
осуществляется требуемое перемещение приводимого рабочего органа машины.
Гидравлические следящие приводы нашли широкое применение в
различных отраслях техники и в особенности в системах управления современными
транспортными машинами, включая автомашины, морские суда, самолеты
и прочие летательные аппараты. Особенно широко следящие приводы
применяются для копирования формы обрабатываемых деталей и копирования
перемещений.
Назначение следящего гидропривода системы управления состоит в том,
чтобы перемещать нагрузку (нагруженный рабочий орган) по заданному
закону и с заданной скоростью, обеспечивая при этом требуемое усиление
выходной мощности, получаемое путем использования энергии подаваемой
жидкости. Под нагрузкой здесь понимается комплекс статических и
динамических сил, действующих на выходе исполнительного механизма (валике
гидромотора или штоке силового цилиндра).
Степень усиления выходной мощности (коэффициент усиления по
мощности) практически неограничена.
159

При высоких выходных мощностях мощность входного сигнала может быть
уменьшена до ничтожно малого значения (0,5 вт).
Для слежения в рассматриваемых гидроусилителях обычно применяют
отрицательную обратную связь, передающую выходной сигнал на вход
(к управляющему элементу). Эта связь называется отрицательной вследствие
того, что воздействие, поступающее от нее на вход гидроусилителя, противо,
положно по знаку основному входному воздействию (ручки управления и пр.).
Вход
Датчик рассогласования
Усилитель
Гидродвигатель
К нагрузке
X — Ху
Обратная связь
д)
Рис. 115. Схемы гидроусилителей следящего типа
Когда отрицательный выходной сигнал, переданный через такую обратную
связь, становится равным положительному входному сигналу,
гидродвигатель усилителя выключается (прекращается питание двигателя).
Существуют различные виды обратных связей, из которых в системах
и устройствах автоматического управления, в частности в
электрогидравлических сервомеханизмах, наиболее широко применяется жесткая обратная
связь выхода с входом по положению, которая обладает высокой точностью
слежения и устойчивостью против колебаний.
По конструктивному исполнению последнего вида обратной связи
различают гидроусилители с рычажной обратной связью (рис. 115, а и б),
коэффициент обратной связи (коэффициент усиления) которых можно изменять
выбором соотношения плеч тип дифференциального рычага 7, и
гидроусилители с жесткой единичной обратной связью (рис. 115, в и 116, а),
в которых чувствительный элемент (золотник, сопло и пр.) размещается
непосредственно на выходном звене.
Схема следящего гидроусилителя с гидродвигателем прямолинейного
движения и жесткой рычажной обратной связью представлена на рис. 115, а.
160

Этот гидроусилитель состоит в основном из тех же элементов, что и
рассмотренные выше гидроприводы, отличаясь от них лишь наличием жест-
юй обратной связи в виде дифференциального рычага 7, охватывающего
)аспределитель (вход) 3 и гидро'двигатель (выход) 4 (см. также рис. 115, <Э),
1 также тем, что для обеспечения равных условий при движении поршня
$ обе стороны применяются цилиндры с двусторонним штоком (см. рис. 26, б).
1ри перемещении тяги 2, связанной с ручкой управления, перемещается
чэчка 1 дифференциального рычага 7 обратной связи, с которым связаны
птоки силового цилиндра 5 и золотника распределителя 3. Так как силы,
фотиводействующие смещению золотника распределителя, значительно
Меньше соответствующих сил, действующих в системе силового поршня 4 >
о точка 6 может рассматриваться в начале движения тяги 2 как неподвиж-
Рис. 116. Гидроусилители с золотниками, расположенными в поршне силового цилиндра
[ая, ввиду чего движение ее вызовет через рычаг 7 смещение плунжера зол от-
[ика распределителя 3. В результате при смещении золотника из нейтраль-
юго положения на величину, большую
(см. рис. 115, г), жидкость
юступит в соответствующую полость цилиндра 5, что вызовет перемещение
юршня 4, а следовательно, и точки 6 выхода на некоторый путь, пропорцио-
[альный перемещению тяги 2 (отклонению ручки управления).
После того как движение тяги 2 будет прекращено, продолжающий дви-
аться поршень 4 сообщит через рычаг 7 обратной связи плунжеру золотника
>аспределителя 3 перемещение, противоположное тому, которое он получал
,о этого при смещении тяги 2 управления. Так как при этом расходные окна
олотника будут в результате обратного движения его плунжера постепенно
[рикрываться, количество жидкости, поступающей в цилиндр 5, умеиь-
иится, вследствие чего скорость его поршня будет уменьшаться до тех пор,
юка плунжер золотника не придет в положение, в котором окна полностью
[ерекроются, при этом скорость станет равной нулю.
При смещении плунжера золотника в противоположную сторону движе-
[ие всех элементов регулирующего устройства будет происходить в обратном
управлении.
В действительности отдельных этапов движения входа и выхода рассма-
риваемого следящего привода с жесткой обратной связью не существует,
оба движения протекают практически одновременно, т. е. имеет место не
тупенчатое, а непрерывное «слежение» исполнительным механизмом (выхо-
рм) за перемещением входа.
Информацию о положении исполнительного органа выдает золотнику
i рассматриваемой схеме дифференциальный рычаг 7 обратной связи, кото-
>ый и устанавливает плунжер золотника в процессе слежения в нейтральное
юложение. В результате такой отрицательной обратной связи исполнитель-
[ый орган (выход) воспроизводит в заданном масштабе движение органа
правления (входа).
6' Т. М. Башта 161

I
На рис. 115, д показана типовая структурная схема подобного
автоматического следящего устройства, «состоящего из усилителя (распределителя) и
гидродвигателя, которые охвачены отрицательной обратной связью. Входное
воздействие (перемещение), поступающее к датчику (выявителю)
рассогласования, здесь сравнивается устройством обратной связи с выходным
воздействием, и по выработанному в результате этого сравнения рассогласованию
между сигналами устанавливается скорость движения выхода. Из рис. 115, д
следует, что входное воздействие (перемещение) х, поступающее на
усилитель отдатчика рассогласования, равно разности основного входного
воздействия ху9 поступающего к этому датчику, и воздействия xOtC} передаваемого
от выхода (гидродвигателя) через обратную связь:
X Ху XOt с.
Рассматриваемая здесь жесткая обратная связь описывается уравнением,
передающим зависимость между выходной и входной связями,
где хо.с и а — выходная и входная обратные связи;
К:с — передаточный коэффициент (передаточное число) обратной
связи.
Применяют также гидроусилители, в которых распределительный
золотник (вход) 1 расположен непосредственно в выходном звене (длина рычага
обратной связи равна нулю). Одна из подобных схем приведена на рис. 116, а.
Поскольку втулкой распределительного золотника здесь служит сам шток 2
(выходное звено) силового поршня а, система «выход—вход» охватывается
жесткой обратной связью.
Рассогласования, возникающие между управляющим воздействием
(перемещением рукоятки 3) и ответным действием (выходным сигналом),
устраняются непосредственно при движении выхода (при набегании его на вход),
т. е. обеспечивается прямое «слежение» выхода (штока) за перемещением
входа (плунжера золотника).
Применяются также гидроусилители, в которых золотник размещается
в корпусе цилиндра (см. рис. 115, в); шток поршня в этом случае крепят
неподвижно, а подвижный цилиндр связывают с приводимым узлом. Жидкость
в этой схеме подается в силовой цилиндр по шлангам либо по осевым каналам,
выполненным в неподвижном штоке.
На рис. 116, б приведена схема подобного гидроусилителя без
дифференциального рычага со ступенчатым поршнем гидроцилиндра. Поршень 3
образует с цилиндром 1 кольцевую камеру Ь, постоянно соединенную с
нагнетательной магистралью (см. также рис. 26, г), камеру а, постоянно
соединенную со сливом, а также полость с, которая с помощью расположенного
в поршне золотника 2 может соединяться с камерами а или Ь. В положении
золотника, показанном на рис. 116, б, полость с отделена как от камеры 6,
так и от камеры а. При этом запертая в полости с жидкость препятствует
перемещению поршня 2 влево под влиянием давления в камере Ь,
действующего на кольцевую площадь поршня,
При перемещении золотника 2 вправо полость с соединится через проточку
золотника с камерой й, в результате шток поршня, связанный с нагрузкой,
будет перемещаться под действием давления на неуравновешенную часть егс
площади вправо, следуя за золотником. При остановке золотника 2 поршень,
набегая на него, перекрывает золотниковую щель, через которую до этогс
соединялись камера Ь и полость с. В результате поршень 3 остановится.
При перемещении золотника 2 из этого положения влево полость с
цилиндра соединится через канал d и щель, образованную при этом правые
162

орцом золотника12, со сливом, в результате поршень под действием давле-
ия жидкости со стороны камеры b на кольцевую площадь
ереместится также влево. При остановке золотника 2 поршень, набегая на
элотник, перекроет канал d, соединяющий полость с цилиндра со сливной
амерой а. В результате поршень остановится.
Как следует из схемы, рабочей площадью поршня при движении его
обоих направлениях будет площадь
соответствии с чем усилия на штоке
це Ар = рн — рсл — перепад давления;
о^есь рн и рсл — давление нагнетания и слива.
Профиль рабочих поясков плунжера
и расходные характеристики золотника
Площадь сечения проходных каналов золотника для данного смещения
лунжера из среднего положения и интенсивность нарастания расхода жид-
ости по ходу плунжера зависят от конструктивного выполнения его рабочих
зясков. В соответствии с этим величина и характеристика открытия окна
I Г
#4*
L
(1
Рис.
г) д)
117. Профили рабочих поясков золотниковых распределителей
шотника по ходу плунжера определяют во многих случаях точность и чув-
ъительность гидравлической следящей системы.
Для получения максимальных проходных сечений плунжеры обычно
>шолняются с цилиндрическими поясками и острыми кромками как поясков,
iK и окон (круговых проточек) в золотниковой втулке (рис. 117, а). Если
юбходимо обеспечить более плавное изменение сечения окон, по пояски
пунжера выполняют с небольшой (6—10°) конусностью на некоторой части
тины пояска (рис. 117, б) или с несколькими щелевидными прорезями
>ис. 117, в и г). Из геометрических соотношений форм рабочих (дросселиру-
163

ющих) элементов, показанных на рис. 117, представляется возможным
вычислить текущие рабочие сечения проходных окон в зависимости от хода s
плунжера при движении на открытие (начиная с нулевого открытия) и
конструктивные параметры золотника.
Максимальный ход s золотника обычно выбирается в общем случае из
условия, чтобы площадь / открытия рабочего окна была равна площади
сечения подводящего канала.
Ниже приведены расчетное зависимости для золотников с
профилированными щелями (конус, лыски и пазы) при условии, что максимальный ход
плунжера золотника хтах не превышает длины (по ходу золотника)
профилированного участка (хтах ^ s). Площадь сечения / щелей окон золотника
может быть вычислена (индексы параметров / соответствуют позициям на
рис. 117):
fa = nds\
f6 = я (s — z) [d — (s — z) sin p cosP] sin p;
fe = nb(s-— z) sin P;
fd = nb[R -
где n — число канавок (усиков).
Из приведенных уравнений следует, что имеет место как линейная
(соответствует формам щелей на рис. 117, а и в), так и нелинейная (соответствует
формам щелей на рис. 117, б, г и д) зависимость / = / (х).
Распределители следящих приводов
Помимо золотниковых распределителей (см. рис. 40, а и 41) в гидро-
' усилителях применяются также крановые и клапанные распределители,
конструктивно измененные в соответствии со специфическими требованиями
следящих гидроприводов. В системах автоматического управления
применяются также распределители
струйного типа и типа сопло —
заслонка с
электроуправлением.
Крановые распределители
применяются преимущественнс
в схемах с силовым цилиидрол
поворотноготипа (см. рис. 139,а)
При конструировании кра
нового распределителя следуе-
предусмотреть для уменьшенш
трения разгрузку пробки краш
от одностороннего давленш
жидкости. При применени!
Выход
Рис. 118. Схема гидроусилителя с клапанным
распределителем
кранов в следящих система:
разгрузка пробки осуществ
ляетс*: путем парного выпол
нения расположенных диаметрально противоположно отверстий (см
рис. 54, б). Однако и в этом случае крановые распределители обладаю
большим трением, ввиду чего краны со скользящими рабочими элементам)
применяют обычно при давлениях не выше 100 кГ/см2. Для снижени1
трения пробку крана помещают во втулке на игольчатых подшипника,
(см. рис. 54, в).
164

Реже применяются клапанные распределители (см. рис. 58, а), которые
обеспечивают благодаря практическому отсутствию мертвой зоны высокою
чувствительность гидроусилителя.
На рис. 118 изображен^ принципиальная схема гидроусилителя с
дифференциальным поршнем и клапанным распределителем. Левая полость
цилиндра 2 гидроусилителя постоянно соединена с газогидравлическим
аккумулятором 7, а правая с помощью клапанов, приводимых ручкой 4,
попеременно соединяется с каналом а питания или слива Ъ. В первом случае
поршень 3 перемещается влево, вытесняя жидкость из левой полости цилиндра 2
в аккумулятор 1, а во в:ором он под действием давления жидкости,
вытесняемой из аккумулятора, перемещается вправо.
Поскольку мертвая зона, обусловленная перекрытием клапанного
распределителя, здесь может быть легко устранена, этот гидроусилитель
отличается высокой точностью воспроизведения (слежения выхода за ручкой 4).
Давление рн питания системы и давление рак в аккумуляторе подбирают
исходя из соотношений (давлением рсл слива и трением пренебрегаем)
где Рх и P2 — максимальные внешние нагрузки на штоке силового
цилиндра при движении его соответственно вправо
и влево;
D, dx и d2 — диаметры цилиндра и штоков его поршня;
Рак max и Рак rain— максимальное и ^минимальное давление газа в
аккумуляторе (в конце хода поршня цилиндра влево
и вправо);
рн — давление питания (нагнетания) системы.
Зона нечувствительности следящих гидроусилителей
Важным параметром, характеризующим качество следящего
гидроусилителя, является размер зоны нечувствительности (мертвой зоны), в
пределах которой изменение управляющего сигнала не вызывает по каким-либо
причинам реакции (движения) нагруженного исполнительного
гидродвигателя (выхода).
Размер этой зоны для гидроусилителя с распределительным золотником
зависит в первую очередь от размера перекрытия поясками плунжера окон
питания гидродвигателя.
Из сказанного выше (см. рис. 41, 43 и 115, г) следует, ч-то поясок
плунжера перекрывает при симметричном положении по отношению к этим окнам
соответствующее окно на длине
Ввиду этого при смещениях плунжера из нейтрального положения в ту
или иную сторону на размер перекрытия
__ h — t
жидкость в силовой цилиндр (гидродвигатель) не поступает, а следовательно,
перемещение плунжера в пределах двустороннего перекрытия (2с = h — t)
не сопровождается движением выхода (гидродвигателя).
Зона нечувствительности определяется также рядом прочих факторов:
герметичностью системы, трением и люфтами механических узлов, упругостью
165

элементов системы и рабочей жидкости, а также нагрузкой, прилагаемой на
выходе. Люфты и упругости в механизме, связывающем ручку управления
с золотником, увеличивают зону нечувствительности, поскольку движение
задающего устройства (ручки управления) до их выборки не сопровождается
подачей в гидродвигатель энергии. Нагрузка выхода увеличивает зону
нечувствительности, поскольку от нагрузки зависит перепад давления
жидкости в распределителе. Ввиду этого открытие нагнетательного окна,
необходимое для начала движения гидродвигателя, должно быть, учитывая
влияние перетечек жидкости в сливную полость, тем большим, чем большим
будет этот перепад. В переходных (неустановившихся) режимах может
произойти дополнительное изменение зоны нечувствительности и нарушение точ-
Рис. 119. Золотник с нулевым перекрытием (а) и схема включения его в
гидросистему копировального станка (б)
ности вследствие действия нагрузки от сил инерции массы, присоединенной
к ведомому звену, для преодоления которых потребуется большее,, чем
при установившемся режиме движения, открытие проходных окон золотника.
В равной мере требуемое открытие распределителя зависит и от утечек
жидкости, увеличиваясь с увеличением последних, поскольку для их
компенсации требуется дополнительный расход. Движение выхода
гидродвигателя при наличии утечек жидкости не начнется до тех пор, пока в рабочие
его камера не будет подан объем жидкости, превышающий утечки при данном
перепаде давления и нагрузке.
Для уменьшения зоны нечувствительности, которая определяет точность
слежения, перекрытие 2с — h — t расходных окон в распределителе
выполняют возможно малым, доводя его до 5 мкм и меньше вплоть до нуля (h я^ /).
К последним относятся распределители, втулка которых составлена из
запрессованных в корпус отдельных колец, выполненных с высокой точностью
по ширине (порядка ±1 мкм). Такие золотники применяются в
копировальных металлорежущих станках, к которым предъявляются высокие
требования по точности воспроизведения.
На рис. 119, а изображен подобный золотник следящей системы станка,
втулка которого состоит из пяти отдельных колец, два из них используются
для образования расходных окон и три — для центральной и крайних
секций распределителя. Сопрягающиеся торцовые поверхности секций
обрабатываются с выдерживанием осевого размера в пределах долей микрометра.
Гидравлическая схема гидрокопировального токарного станка с подобным
золотником показана на рис. 119, б. Суппорт 5 станка связан с подвижным
цилиндром 4 гидроусилителя. В нижнюю (штоковую) полость цилиндра
постоянно подводится жидкость под давлением, а верхняя полость с помощью
166

золотника 1 соединяется либо с нагнетанием, либо со сливом. Золотник
перемещается по сигналам копира <?, воздействующего на плунжер с помощью
цупа 2, скользящего по копиру. При соединении верхней полости цилиндра 4
:о сливом суппорт вместе с резцом удаляется от обрабатываемой детали
заготовки), а при соединении с нагнетательной полостью приближается
с ней. Последнее обусловлено разностью рабочих площадей поршня в верх-
*ей и нижней полостях.
Механизм ощущения на органе управления усилия нагрузки
В рассмотренных выше схемах следящего привода оператор, перемещая
зукоятку управления, не ощущает ответа со стороны исполнительного
механизма. Однако в ряде случаев требуется обеспечить ощущение выхода на
)учке управления. Такой механизм требуется, например, в системе привода
/правления самолетом или автомашиной, где при управлении обычно жела-
^ельно использовать инстинктивную реакцию со стороны летчика или води-
:еля (в особенности в аварийных ситуациях).
Вход
Вход
Выход
Рис. 120. Гидроусилители с механическим (а) и гидравлическим (б) нагружением
ручки управления
Для этой цели привод управления должен быть дополнен специальным
устройством, передающим часть силы нагрузки выхода на рукоятку управле-
шя. Такое устройство называется механизмом ощущения.
Нагрузка ручки управления может быть создана гидравлическим и
механическим способом. На рис. 120, а показана схема нагружения ручки управ-
тения механическим (рычажным) способом. Это достигнуто тем, что вместо
непосредственного (соосного) приложения нагрузки к штоку гидроцилиндра
зна приложена здесь на некотором плече, благодаря чему часть нагрузки,
пропорциональная отношению плеч коромысла ale, передается на ручку
управления.
Нетрудно видеть, что в этом случае система приобретает реверсивность,
г. е. обеспечивается передача части усилия, развиваемого оператором на
зучке управления, на ведомый узел (выход), и наоборот — передача
некоторой доли нагрузки, действующей на выход, на ручку управления.
Усилие на тяге управления (входе)
а
где S =
и р — площадь поршня силового цилиндра диаметром D и
давление жидкости.
167

На рис. 120, б приведена схема механизма ощущения гидравлического
действия. Ощущение здесь достигается с помощью дополнительного
гидроцилиндра 2, шток которого связан с золотником 1 управления, а его
полости — с соответствующими полостями силового цилиндра 3. Таким
образом, рукоятка управления нагружается усилием, пропорциональным
перепаду давления (нагрузке) в исполнительном силовом цилиндре 3.
Усилие на тяге управления (входа)
* — ~г ь + a >
где S = -г площадь поршня нагрузочного цилиндра 2 диаметром d.
Аварийные гидравлические цепи
В некоторых машинах, как, например, в самолетах, часто возникает
необходимость иметь кроме основной системы питания исполнительного
гидродвигателя для выполнения жизненно важных функций еще и дублирующую
(аварийную), которая должна автоматически включаться в случае отказа
основной системы питания. Рабочей средой аварийной системы обычно яв-
Осно&ная
система
Дублирующая
система
Рис. 121. Схемы дублирования управления
ляется та же жидкость, что и основной, однако в некоторых системах
применяют и иные, чем в основной системе, жидкости (например, для аварийной
системы самолетных гидросистем используется в качестве рабочей среды
топливо или же сжатый газ).
Принципиальная схема такой (дублирующей) системы представлена на
рис. 121, а. До того, пока не будет включен (вручную или автоматически)
аварийный золотник 2, силовой цилиндр питается через основной золотник 3
от основного источника питания. После же установки аварийного золотника 2
в положение питания от аварийного источника (см. положение а) поршенек
челночного клапана 1 (см. также рис. 90) переместится вправо, перекроет
канал цепи основного питания и соединит правую полость силового
цилиндра 6 с линией аварийного питания.
Для того чтобы исключить возможность включения по ошибке или
вследствие неисправности основного золотника 3 на питание противоположной
(левой) полости силового цилиндра при включенном аварийном питании,
в систему введен перепускной клапан, через который штоковая (левая)
полость цилиндра 6 сообщается со сливом. Этот клапан представляет собой
гидравлический замок, управляемый давлением аварийной системы. При
подаче этого давления под поршенек 4 клапана 5 он перемещается вверх и
открывает клапан, соединяющий левую полость цилиндра 6 со сливом.
168

Для этой же цели применяют сдвоенные (тандем) цилиндры, каждый из
которых питается от автономной гидросистемы через сдвоенный золотник
с общим штоком (рис. 121, б). Входное звено (золотник) 1 гидроусилителя
соединяется системой механических тяг, рычагов и тросов со штурвалом или
педалями пилота, а выходное звено (цилиндр) 2 связано непосредственно или
через силовую проводку с рулем самолета. При исправной системе
работают оба силовых цилиндра, развивал удвоенное тяговое усилие. В
случае же выхода в подобном двухкамерном гидроусилителе из строя одной из
гидросистем вторая гидросистема продолжает действовать; обеспечивая
работу при пониженной в 2 раза мощности.
В том случае, когда выходом является корпус цилиндра (см. рис. 121, б),
золотники размещаются в последнем. В этом случае обеспечивается жесткая
единичная обратная связь без промежуточных звеньев.
Двухступенчатый золотниковый распределитель
гидроусилителей
В том случае, когда управляющее усилие представляет собой сигнал малой
мощности, в гидропривод вводят специальное гидравлическое или
электрическое устройство, усиливающее входной сигнал до значения, достаточного
для перемещения распределительного золотника. Гидроусилители с
подобным распределением называются
гидроусилителями с
многокаскадным усилением.
Двухступенчатый
распределитель (рис. 122, а) состоит из зол от-
Рис. 122. Двухступенчатый распределительный золотник (а) и схема двухкаскадного
гидроусилителя системы регулирования (б)
ника / первой ступени, к штоку которого прикладывается управляющее
усилие, и золотника 2 второй ступени, с помощью которого жидкость
распределяется по полостям исполнительного гидроцилиндра. Золотник 1 называется
золотником-пилотом, золотник 2 — основным (главным) золотником.
Перестановка основного золотника 2 осуществляется рабочей жидкостью по
сигналам золотника-пилота У, представляющего собой агрегат, для
перемещения плунжера которого требуется незначительное (2—3 Г)
усилие.
На рис. 122, б показана схема гидроусилителя системы регулирования
с двухкаскадным усилением. Центробежный регулятор 5, связанный с
выходным валом управляемой машины, воздействует при изменении скорости этого
вала на плунжер 2 вспомогательного (пилотного) золотника первой ступени
усиления, который управляет поршнем 3 вспомогательного силового
цилиндра 1 второй ступени усиления, а последний управляет основным
распределительным золотником 4, питающим силовой (исполнительный) цилиндр 5,
воздействующий на орган управления машины.
169

Схема аналогичной системы с двухкаскадным усилением представлена
на рис. 123. Плунжер 5 основного распределительного золотника находится
под Давлением р жидкости, подаваемой вспомогательным насосом через
трубопровод 3 в правую полость d цилиндра, и под редуцированным
давлением рред в левой полости Ъ в которую жидкость поступает из
трубопровода 3 через дроссель / (полость с этого цилиндра соединена с баком).
Так как площадь поршенька меньше площади плунжера 5, то последний
под действием давления жидкости отжимается в правую сторону, открывая
при этом проход жидкости от рабочей магистрали 4 в правую полость
силового цилиндра 2.
Рис. 123. Схема гидроусилителя с двухкаскадным усилением
В осевое отверстие плунжера 5 входит плунжер 6 вспомогательного
золотника, при вытягивании которого влево левая полость b цилиндра
основного золотника соединяется через каналы а и е в плунжере 5 со сливйой
магистралью. Поскольку подвод жидкости в левую* полость Ь производится
через дроссель /, давление в этой полости зависит от положения плунжера 6.
Из схемы следует, что при смещении последнего влево плунжер 5 под
действием давления жидкости на поршенек диаметром d переместится также
влево, соединив при этом левую полость силового цилиндра 2 с
рабочей магистралью. При остановке плунжера 6 плунжер 5 основного золотника,
перемещаясь, перекроет каналы а, вследствие чего давление жидкости,
поступающей в левую полость цилиндра b золотника через дроссель /, повысится
до значения, способного уравновесить давление на поршенек, после чего
движение плунжера 5 прекратится.
Смещение плунжера 6 вспомогательного золотника вправо сопровождается
перекрытием каналов а, в результате чего давление в левой полости
цилиндра Ь повысится и переместит плунжер 5 вправо. Следовательно,
плунжер 5 распределительного золотника будет повторять движения плунжера 6
вспомогательного золотника.
Дроссель 1 помимо своего основного назначения — создания перепада
давления в полости цилиндра b распределительного золотника — служит
также демпфером, препятствующим колебаниям плунжера 5.
Условие равновесия статических сил, действующих на плунжер 5, можно
представить в виде (давлением в сливной линии от полости с пренебрегаем)
Pfl =
170

где р — давление жидкости в правой полости цилиндра поршенька;
nd2
fx = — эффективная площадь сечения поршенька;
Рред — редуцированное давление в левой полости цилиндра основного
золотника;
/2 = —~~л—" — эффективная площадь сечения левого торца
плунжера 5;
здесь de — диаметр плунжера 6 вспомогательного золотника.
Очевидно, что при f2 > fx равенство сил, действующих на плунжер 5,
наступит при условии
При pPed>pfy- плунжер 5 будет перемещаться вправо, а при рред <\
f
<Ср -ir— влево.
Перемещение плунжера 5 как в том, так и в другом случае будет
продолжаться до тех пор, пока редуцированное давление в полости Ь, изменяющееся
при смещениях плунжера, обусловленных смещением плунжера 6
вспомогательного золотника, не достигнет значения, при котором установится
равенство
Минимальный диаметр плунжера 6 вспомогательного (пилотного)
золотника de выбирается в зависимости от технологических возможностей его
изготовления. Практически он обычно равен 2—3 мм. Для уменьшения сил
трения плунжера 6 вспомогательного золотника питание системы его
управления обычно осуществляется от вспомогательного источника питания с низким
давлением (3—5 кГ/см2).
Следящий механизм с отслеживающей втулкой
сервозолотника
Во многих случаях применяются схемы, в которых выход соединен через
обратную связь не с плунжером распределителя, а с его втулкой, смещением
которой через обратную связь относительно плунжера устраняется вносимое
при управлении рассогласование.
На рис. 124, а представлена схема такого следящего механизма
двухступенчатого типа, золотник 2 первой ступени усиления которого (сервозолот-
ник) управляется с помощью двух электромеханических преобразователей 1
и 4. Обратная связь в этом механизме осуществляется через качающийся
рычаг 5, верхний конец которого связан с плавающей втулкой 3
сервозолотника (входом) и нижний конец — с плунжером 6 основного золотника
(выходом). Втулка 3 сервозолотника давлением рн нагнетаемой жидкости,
подводимой в камеру, постоянно поджимается к верхнему концу
рычага 5, копируя движения последнего.
Допустим, что плунжер золотника 2 с помощью левого преобразователя
смещен из нейтрального положения в правую сторону на размер,
превышающий перекрытие. В этом случае торцовая камера d основного плунжера 6
соединится через открывшуюся щель окна сервозолотника со сливным
каналом, в результате плунжер 6 основного золотника под действием давления рн
жидкости в камере Ь сместится в левую сторону, соединив при этом с
нагнетательным каналом соответствующую полость гидродвигателя. Поскольку
плавающая втулка 3 связана усилием давления жидкости с рычагом 5,
соединенным с плунжером Ь, смещение последнего влево вызовет смещение
171

втулки 3 вправо, т*. е. втулка будет следовать за плунжером 2. В том случае,
если перемещение плунжера 2 прекратится, набегающая втулка перекроет
окно питания камеры d, зафиксировав плунжер 6.
При смещении плунжера 2 сервозолотника в левую сторону процесс
протекает в обратной последовательности: камера d соединится с нагнетающей
Рис. 124. Механизм с отслеживающей втулкой (а) и питанием от двух источников {6)
магистралью, и плунжер б основного распределителя переместится вследствие
разности рабочих площадей левой и правой его сторон вправо, переключая
питание гидродвигателя и одновременно смещая через рычаг 5 втулку <3'
влево.
Гидроусилители с двумя источниками питания
Представляет практический интерес схема гидроусилителя с проточным
(отрицательное перекрытие) золотником и питанием от двух независимых
источников (насосов) с постоянной подачей Qt = Q2 = const (рис. 124, б).
Управляемые дроссели в виде кромок плунжера 2 включены в этой схеме
параллельно гидродвигателю (цилиндру) 1. В среднем положении
плунжера 2 при симметричном расположении окон давления в правой (р2) и левой
(Pi) полостях цилиндра 1 равны (рг =ра) и его поршень находится в покое.
При этом жидкость в объеме. Qx + Q2, поступающая от источников питания
через окна с начальным открытием х0, направляется в бак. При смещении
плунжера (при подаче сигнала) из среднего положения одно из проходных
окон увеличится, а второе уменьшится, в результате равновесие системы
нарушится (р1 Ф р2). При этом часть расхода жидкости от одного из
источников (со стороны уменьшенного расходного окна) поступит в цилиндр,
поршень которого придет в движение. Направление и скорость движения
определяются знаком и смещением плунжера 2 золотника. При смещении
плунжера 2, например, в левую сторону на размер, равный или
превышающий начальный зазор х0, подача Q2 правого источника питания поступит
в правую полость силового цилиндра 7, а подача Qx второго источника
поступит в бак. Это положение плунжера соответствует максимальной скорости
движения поршня силового цилиндра в левую сторону v = -—- и
максимальному развиваемому им усилию Р = p2F, где F — рабочая площадь цилиндра.
Расход второго источника питания направляется в бак с давлением, равным
сливному.
Гидроусилители этой схемы отличаются высокой чувствительностью,
однако требуют применения двух независимых источников питания, а также
172

имеют большие перетечки жидкости, которые при среднем положении
золотника (при нулевом смещении его плунжера) равны суммарной подаче обоих
насосов. Ввиду этого гидроусилитель ^той схемы применяется лишь при
малых мощностях.
ГИДРОУСИЛИТЕЛИ ТИПА СОПЛО—ЗАСЛОНКА
В следящих системах, особенно в системах автоматического управления,
широко применяют дроссельные гидроусилители типа сопло—заслонка.
Они применяются в основном в электрогидравлических двухступенчатых
системах в качестве первой ступени усиления входного сигнала и реже —
для непосредственного воздействия на управляемый объект.
/
/
Ос
Рсл
ЖЕЕйШЕ
щиииущ
а
J
1
L
i
Г
У//////////7///Л V7,
Ри
I
1 ,,„ГШ,, , \
Х/////////////у_\
в)
Рис. 125. Усилители типа сопло—заслонка
Механизм усилителя сопло—заслонка представляет собой
гидравлический потенциометр, состоящий из двух гидравлических сопротивлений
(рис. 125, а), из которых сопротивление / является постоянным и
сопротивление 2 регулируемым по величине. Полость (камера) между дросселями с
давлением р соединена с гидродвигателем.
На рис. 125, б изображена схема такого усилителя, применяемого для
управления силовым цилиндром одностороннего действия. Усилитель состоит
из сопла а и могущей перемещаться относительно него заслонки (пластинки) 2,
переменная щель у между которыми является регулируемым дросселем.
Дроссель 1 постоянного сопротивления выполнен в виде шайбы с
отверстием. Путем поворота подвижной заслонки 2 можно изменять расстояние у
между соплом и заслонкой (перекрывать выходное отверстие сопла а),
регулируя тем самым расход жидкости из междроссельной камеры й, соединенной
с исполнительным двигателем 3, и давление в нем. При повышении путем
уменьшения зазора у давления в камере b выше значения, определяемого
сжатием пружины и внешней нагрузкой штока гидродвигателя 3, последний
будет перемещаться, сжимая пружину. При снижении давления пружина
возвратит поршень гидродвигателя 3 в исходное положение. Заслонка
укреплена на поворачивающемся рычаге с достаточно большим плечом, что
позволяет считать перемещения ее относительно сопла поступательными, а щель
между ними — параллельной.
173

Расход QH, подводимый к дросселю 1 постоянного сопротивления, делится
на два потока Qd и Qc, относительные значения которых зависят от
сопротивления регулируемого дросселя, определяемого положением заслонки 2
относительно среза сопла а (от площади- щели сопло—заслонка), причем
поток Qd поступает в исполнительный гидродвигатель (цилиндр) 3 и поток Qc
через регулируемый дроссель на слив.
Зависимость давления р в междроссельной камере Ь (и соответственно
в гидродвигателе 3) от сопротивления регулируемого дросселя служит
силовой характеристикой рассматриваемого гидравлического потенциометра.
В дросселе сопло—заслонка течение жидкости и гидравлическое
сопротивление в основном обусловлены теми же физическими явлениями, что и
в обычных дросселях. Гидравлические потери при Re ^ 600 в основном
обусловлены внезапным расширением потока после сужения его в торцовой
щели и резким падением скорости жидкости в зоне отрывного течения.
Это расширение потока сопровождается интенсивным вихреобразованием
и торможением жидкостью в камере на выходе из щели, которую можно
принимать практически неподвижной.
При условии Qd = 0 потери давления на дросселях можно представить
(давлением рсл слива пренебрегаем):/
&Р ~ Рн — Р ——\ Для нерегулируемого дросселя /;
2 °др
Р = —\ Аля регулируемой заслонки 2,
где Gdp — \1дрАдР у гидравлическая проводимость нерегулируе-
v р
мого дросселя /;
Gc = \icAc I/ гидравлическая проводимость золотника 2;
,2
и Ас = ndcy — площади сечения дросселя 1 и золотника 2;
здесь \хдр и \хс — коэффициенты расхода дросселя / и заслонки 2;
у — расстояние (ширина щели) между срезом сопла и
заслонкой.
Для перемещения заслонки требуются ничтожно малые усилия, которые
могут быть созданы задающим устройством незначительной мощности —
центробежным регулятором, маломощным электромагнитом, датчиками
давления и температур и пр. Эти усилители допускают при малых ходах заслонки
до 30 включений в секунду.
Механизм действия усилителя этого типа рассмотрим на примере
применения его в системе автоматического регулирования скорости паровой
турбины, осуществляемого с помощью поворотного парового клапана /
(рис. 126, а). При подаче жидкости под некоторым постоянным давлением
р0 = const на вход первого сопротивления (нерегулируемого дросселя) 6
можем получить путем изменения положения заслонки 3 относительно сопла 2
переменное давление р в камере перед соплом 2, соединенной с
исполнительным гидроцилиндром 7. При увеличении частоты вращения регулируемого
объекта грузы центробежного регулятора 4 расходятся, перемещая
посредством муфты 5 заслонку 3 в сторону перекрытия отверстия сопла. При этом
давление в междроссельной камере повышается, и гидроцилиндр 7
управления парового клапана уменьшает подачу пара.
Для повышения устойчивости в переходных режимах рассмотренную
схему снабжают дополнительным вспомогательным гидроцилиндром 1
обратной связи по давлению (рис. 126, б). Подпружиненный поршневой шток этого
цилиндра связан со вторым (верхним) концом заслонки 4, которая, как и
в предыдущей схеме, управляется центробежным регулятором, связанным
174

с ней тягой 3. Поскольку верхний конец заслонки 4 связан со штоком
гидроцилиндра У, она дополнительно управляется также и поршнем этого
цилиндра.
Из схемы следует, что всякое изменение положения заслонки 4 вызовет
изменение давления в междроссельной камере а. Поскольку же эта камера
соединена с левой полостью гидроцилиндра /, то это повышение давления
Ро
5)
2 3
а
Рис. 126. Типовые схемы систем типа сопло—заслонка
вызовет смещение поршня цилиндра, а следовательно,- и смещение верхнего
конца заслонки 4 относительно оси 2 ее поворота, в результате нижний конец
заслонки будет перемещаться в исходное положение по отношению к соплу.
На характеристику усилителя влияют некоторые конструктивные параметры,
в частности ширина среза сопла. При известной увеличении этой ширины
(при увеличении отношения dHldc, где dH и dc —
внешний диаметр торца сопла и внутренний диаметр Разрежени ^ ^ Давление^
отверстия насадка) наблюдается нарушение
стабильности силовой реакции потока на заслонку,
особенно при малых торцовых зазорах. При некоторых
же условиях, зависящих .от режима истечения, в
зазоре (щели) между срезом сопла и заслонкой
образуется зона разрежения. Из рис. 127, на котором
представлена диаграмма давления потока на заслонку
(кривая 6), видно, что последняя в зоне разрежения
будет находиться под давлением ниже давления в
затопленной среде (кривая а), в которую истекает
жидкость из сопла, что может привести к
изменению знака усилия реакции потока жидкости на
заслонку, которое при этом будет действовать в
направлении уменьшения зазора между срезом сопла
и заслонкой. При широком срезе сопла нарушается
также вследствие влияния изменения вязкости
стабильность истечения жидкости.
Для уменьшения воздействия давления
жидкости на поверхность заслонки, а также для
стабилизации этого воздействия при перемещениях
заслонки (при изменении у) следует уменьшать ширину s = Н~Г с среза
сопла. Это же требование диктуется стремлением уменьшить влияние
вязкости жидкости на характеристику системы. При узких кромках к соплу
можно применить законы течения жидкости через отверстие в тонкой
стенке. Практически ширина s = н~ с- кромки среза сопла должна
быть меньше минимального зазора у между срезом сопла и заслонкой s «<
175
Рис. 127. Действие потока
жидкости на заслонку

^ У tain- С ДРУг°й стороны, максимальный зазор утах должен быть меньше
djb, где dc — диаметр отверстия и dH — наружный диаметр сопла.
Практически диаметр внешней окружности обреза сопла равен dH = fl,2ч-1,5) dc,
диаметр заслонки равен (3 — 4) dc.
Для управления силовым цилиндром двустороннего действия применяют
схему с двумя соплами (см. рис. 125, б), при которой достигается
значительная разгрузка заслонки от статически неуравновешенных сил скоростного
напора струй жидкости. В этом случае неуравновешенные усилия на заслонке
будут возникать лишь при перепаде давлений в соплах, обусловленном
перемещением заслонки.
Данное устройство (гидравлический мостик) состоит из двух
гидравлических потенциометров с четырьмя гидравлическими сопротивлениями, два
из которых постоянные и два — переменные. Гидравлическая проводимость
обоих регулируемых дросселей сопло—заслонка изменяется одновременно
при смещении заслонки от своего нейтрального положения: при смещении
заслонки влево гидравлическая проводимость левой щели дросселя
уменьшается и давление рх в междроссельной камере увеличивается; одновременно
проводимость правой щели дросселя увеличивается, а давление р2
уменьшается. Таким образом, создается перепад давления Ар = рх— /?2, тем
больший, чем больше смещение заслонки от своего нейтрального положения.
В 'соответствии с этим представляется возможным обеспечить
перемещение поршня силового цилиндра, управляемого этим устройством,
практически прямо пропорциональное смещению заслонки.
Двухкаскадные усилители
Для повышения чувствительности усилителя и обеспечения одновременно
увеличения мощности выходного сигнала применяют двухкаскадные
устройства, первой ступенью усиления которых является обычно усилитель типа
сопло—заслонка и второй — золотник. Принципиальная схема такого
устройства показана на рис. 128. Междроссельная камера а этой схемы соеди-
1*
Рис. 128. Двухкаскадный усилитель типа сопло—заслонка
нена с правой полостью основного распределительного золотника, плунжер 2
которого находится в равновесии под действием усилия пружины 4 и
давления жидкости в этой камере. Жидкость постоянно подводится в штоковую
полость b силового цилиндра, поршень которого при одновременной подаче
жидкости в противоположную полость перемещается вследствие разности
площадей поршня влево, и при соединении этой полости с баком — в правую
сторону.
На рис. 128 усилитель показан в нейтральном положении, в котором
правая полость цилиндра 3 перекрыта. При смещении заслонки / равновесие
176

Вход
Выход
сил, действующих на плунжер 2 золотника, нарушится, и он, смещаясь в
соответствующую сторону, соединит правую полость силового цилиндра 3 либо
с полостью питания (давление рн), либо с баком. Благодаря тому, что усилие,
создаваемое давлением жидкости на плунжер 2 золотника, уравновешивается
пружиной 4, перемещение распределительного золотника будет
пропорционально перемещению заслонки (регулируемого дросселя), в результате чего
достигается приближенная пропорциональность расхода жидкости через
золотник и перемещения заслонки. Следовательно, в данном случае имеет
место обратная связь по давлению.
Схема применения этого
распределительного устройства в следящей
системе приведена на рис. 129, а.
Плунжер золотника 2 в этой схеме
находится в равновесии под
действием усилия пружины / и давления
жидкости в камере а, которая
соединена с линией питания через
дроссель 3 и со сливом — через сверление
b в штоке плунжера. Сопротивление
последнего канала, а следовательно,
и давление в камере а можно
изменять смещением заслонки 5; при
этом вследствие нарушения
равновесия сил натяжения пружины и
давления жидкости плунжер золотника
будет следовать за заслонкой. Для
повышения чувствительности
давление в камере а обычно понижается
с помощью клапана 4 до 2—3 кГ/см2
или же путем питания этой камеры
от отдельного источника и, в
частности, от сливной магистрали.
Разновидностью последней схемы
является схема, представленная на
рис. 129, б (см. также рис. 123),
в которой дроссельная заслонка,
выполненная в виде конусной иглы,
установлена на входе в камеру а.
Диаметр запорной части иглы обычно
не превышает долей миллиметра. В последней ххеме представляется
возможным практически устранить действие на заслонку (иглу)
неуравновешенных сил давления жидкости, благодаря чему для перемещения ее при
отсутствии сальников требуются ничтожно малые усилия — порядка
нескольких граммов.
Минимальный диаметр отверстия сопла первого каскада усиления часто
доводится до 0,1—0,15 мм. При этом зазор между соплом и заслонкой в
рабочем положении обычно не превышает 0,025 мм. Диаметр ddp отверстия
нерегулируемого дросселя обычно в 2 раза больше диаметра dc отверстия сопла.
Силовое воздействие струи на заслонку
При расчетах рассматриваемых усилителей систем часто представляет
интерес воздействие на заслонку струи жидкости, значение которого в ряде
случаев может оказаться соизмеримым с усилием, развиваемым элементом,
управляющим перемещением заслонки.
В частности, это воздействие может нарушить баланс сил,
действующих на якорь управляющего электромеханического преобразователя
177
Рис. 129. Следящие системы с
двухступенчатыми распределителями типа
сопло—заслонка и обратной связью по давлению

а следовательно, может нарушить управление следящим гидроприводом.
Гидравлическая реакция струи, вытекающей из сопла, может также
вызвать появление в электрогидравлическом усилителе отрицательной
обратной связи.
Силовое воздействие струи на заслонку зависит от режима истечения
жидкости из сопла и особенностей конструкции пары сопло—заслонка.
При малых открытиях сопла (#<-f-)> которые соответствуют
рабочим условиям, имеет место безотрывный режим течения, который
характеризуется тем, что поток заполняет весь зазор (рис. 130) и жидкость течет
между плоскостью среза сопла и заслонкой, как в плоском капиллярном
зазоре. При повороте потока в этот зазор и обтекании прямого угла с неза-
Рис. 130. Схемы действия потока жидкости на заслонку
кругленными кромками возникает местный отрыв потока и область
завихрения k, однако далее поток расширяется и приобретает толщину, равную
расстоянию у между срезом сопла и заслонкой.
При увеличении открытия (у>-^\ сопла (рис. 130, в) безотрывной
режим переходит в отрывной, характеризующийся тем, что в струе после
прохождения обреза сопла устанавливается давление, равное давлению
окружающей среды. Жидкость в этом случае не соприкасается с плоскостью обреза
сопла, а, ударяясь о заслонку, растекается по ней в радиальных
направлениях, ввиду чего дальнейшее увеличение зазора у на расход практически не
влияет — расход в этом случае определяется сечением выходного отверстия
сопла.
Опыт показывает,* что заслонка эффективно дросселирует при условии
ввиду чего максимальный ход заслонки обычно ограничивают значением
и- dc
При безотрывном течении жидкости (у <; 0,254?) усилие на заслонке
создается гидродинамической силой, обусловленной изменением количества
движения
Ре = PQU,
и силой Р статического давления жидкости на площадь заслонки, равную
площади наружного сечения среза сопла.
178

Пренебрегая падением давления в области k, а также завихрением потока
и давлением в сливной камере, получим усилие статического давления
жидкости на заслонку
где dH и dc — наружный и внутренний диаметр сопла;
рс — давление перед соплом (в междроссельной камере);
РсР — среднее давление в зазоре между срезом сопла и заслонкой
Допуская, что давление в торцовом зазоре между .соплом и заслонкой на
радиусе от -f до -f (рис. 130, б) изменяется по линейному закону,, имеем
Рср 2~ *
При этом условии усилие статического давления на заслонку
Помимо этих сил на заслонку действуют гидродинамические силы, однако
расчеты показывают, что при распространенном значении у < 0,25dc
гидродинамическая сила мала по сравнению с силой гидростатического давления
ввиду чего практические расчеты в большинстве случаев ведут с учетом лишь
статического давления.
Расход жидкости
Расход жидкости через дроссель регулируемого сопротивления
определится в основном сопротивлением торцовой щели между срезом сопла и за-
слоцкой. Расход Qd жидкости через отверстие дросселя постоянного
сопротивления диаметром ddp определяют по выражению (20).
Полагая, что расход жидкости к
управляемому исполнительному цилиндру равен
нулю, и допуская, что при малых .смещениях
у заслонки площадь / сечения торцового зазора
между срезом сопла и заслонкой равна
площади боковой поверхности цилиндра высотой
у и диаметром, равным внутреннему диаметру
4 среза сопла, т. е. принимая f = n dcy, можем
приближенно записать выражение для расхода
через этот зазор:
Qaac = М^ dcy
(62)
Рис. 131. Зависимость
коэффициента расхода дросселя типа
сопло—заслонка от Re
где fi3 — коэффициент расхода регулируемого дросселя сопло—заслонка
(щели, образованной срезом сопла и заслонкой), который является
функцией Re; вид функции для усилителей распространенных
размеров показан на рис. 131;
р0 — давление за заслонкой (в среде, в которую происходит истечение
жидкости).
Из приведенной на рис. 131 кривой следует, что в области линейного
закона (Re •> 400) можно полагать
\х3 = const » 0,62.
Преобразовав уравнение (62) с учетом площади отверстия сопла
f i
1С л 9
179

получим
где u/ = 4(jia~--r коэффициент расхода сопла—заслонки, отнесенный
С1()п &др
к постоянной площади отверстия сопла.
Поскольку коэффициент расхода \х3 через зазор сопла—заслонки при
безотрывном течении (см. рис. 129, а) практически постоянен и не зависит
от Re (см. рис. 131), коэффициент \i' зависит в этом режиме практически лишь
от относительного зазора yldc.
Опыт показывает, что максимальный коэффициент расхода \л3 имеет место
при зазоре
т. е. при таком зазоре, когда площадь проходного сечения торцовой щели
/ = ndcy равна площади сечения выходного отверстия сопла
При этом условии диапазон перемещения заслонки относительно среза
сопла
При принятом выше условии нулевого расхода к исполнительному
цилиндру (гидродвигателю) можем написать на основании равенства расходов
через дроссели постоянного и переменного сечений
Отсюда давление рСЛ в сливной камере (допуская р0 = 0)
Урн — Р~ 4[i3ydc
Vdp/
При у = 0 (сопло закрыто) р = рн и при у — оо давление р — 0.
Полученное уравнение выражает закон изменения давления в
промежуточной (междроссельной) камере усилителя в функции перемещения заслонки.
Сопротивление самого отверстия сопла диаметром dc выбирается таким,
чтобы оно не влияло значительно на суммарное сопротивление
регулируемого дросселя сопло—заслонка. Практически сопротивление этого отверстия
не должно превышать приблизительно 10% регулируемого гидравлического
сопротивления в торцовом зазоре (щели) между срезом сопла и заслонкой.
Для обеспечения этого должно быть соблюдено условие
-f-<0,25,
1С
где f = ndcy — площадь щели между соплом и заслонкой, рассчитанная по
боковой поверхности сопла диаметром dc и высотой у;
с П(1С
ic~-7 площадь сечения отверстия сопла.
180

СЛЕДЯЩИЕ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ
Во многих случаях применения следящих систем, и в частности в
гидроавтоматике, входной сигнал представляет собой электрический сигнал малой
мощности. В этом случае возникает необходимость усиления этого сигнала
до величины, способной перемещать управляющий золотник следящего
механизма, в соответствии с чем в гидросистему включается дополнительная
электрическая цепь, представляющая собой первую ступень усиления сигнала.
В результате гидросистема превращается в электрогидравлическую следящую
систему.
В системах гидроавтоматики применяют преимущественно
гидроусилители с управлением при помощи электромеханических устройств, которые
преобразовывают выходной
сигнал по положению в элек- | ф
трический сигнал и, сравни- Ш£^ШЩ\\№Ш^ л f
вая последний с сигналом
на входе, воздействуют в
соответствии с разностью этих
сигналов на•регулятор
расхода жидкости.
Для преобразования
входного электрического сигнала
в перемещение
гидравлического распределителя
применяют одно- и двухкаскадные
(ступенчатые)
преобразующие устройства.
В схеме однокаскадного
устройства (рис. 132, а)
электромагнит 1 непосредственно
перемещает плунжер
золотника 2 на размер,
пропорциональный изменению силы
электрического тока.
Подобные однокаскадные
устройства применяются при небольших расходах (8—10 л/мин) жидкости:
На рис. 132, б приведена схема привода миниатюрного золотника
(диаметр плунжера равен 3—5 мм) поступательного действия
электропреобразователя прямолинейного движения, состоящего из двух соленоидных
катушек 2, перемещение якорей 1 которых уравновешивается двумя
пластинчатыми пружинами 3. Благодаря применению двух пружин,
воздействующих на плунжер с двух сторон, обеспечивается перемещение плунжера,
прямо пропорциональное силе тока управления.
Для повышения надежности работы золотнику преобразователя обычно
сообщают осциллирующие движения. Для этой цели в обмотку управления
одновременно с управляющим электрическим сигналом подается
осциллирующий сигнал в виде гармонических колебаний тока с малой амплитудой, но
с большой частотой (100—200 гц).
Следящий гидропривод с электрическим управлением выполняется обычно
в виде многокаскадной системы автоматического регулирования, в которой
входной электрический сигнал усиливается и преобразуется
электромеханическим преобразователем в перемещение распределителя, управляющего
исполнительным гидродвигателем. В автоматических системах первой
ступенью усиления обычно служат сопло—заслонка (см. рис. 125) или струйная
трубка (см. рис. 153).
Электромеханический преобразователь выполняется в виде
электромагнита прямолинейного или поворотного движения, подвижный якорь которого
181
Рис. 132.
Рсл
Распределительные устройства с
электрогидравлическим управлением

жестко соединяется с заслонкой (рис. 133, а) или со струйной трубкой
(рис. 133, б).
Принцип действия такого электромеханического преобразователя
основан на взаимодействии двух магнитных потоков, создаваемых токами,
протекающими по обмоткам возбуждения и управления. В случае равенства сил
этих токов магнитный поток управления будет равен нулю. При изменении же
сил токов возникает магнитный поток, пропорциональный разности сил этих
токов, под действием которого якорь, а вместе с ним и заслонка
перемещаются. Развиваемое при этом на якоре электромагнита движущее усилие
уравновешивается усилием противодействующей пружины. При
рассогласовании этих усилий якорь и заслонка отклоняются на размер, прямо
пропорциональный силе тока
управления.
Преобразователи с
гидроусилителем типа сопло—
заслонка отличаются
высоким быстродействием
(^0,5-10"4 сек) и
сравнительно большим тяговым
усилием, однако могут
обеспечить лишь малые
перемещения якоря и
заслонки (^0,15 мм).
В двухкаскадном
электрогидравлическом
усилителе, представленном на
рис. 134, первая ступень
усиления выполнена в
виде сопел 3 и заслонки 2,
управляемой с помощью
Рис. 133. Схемы электромеханического преобразователя электромагнита /, а
вторая — в виде
цилиндрического золотника 4.
При подаче в обмотку якоря электромеханического преобразователя
электрического сигнала управления он отклоняет заслонку 2 из нейтрального
положения в ту или другую сторону. С помощью заслонки в рабочих
камерах Ь и а золотника 4 второй степени усиления, удерживаемого в среднем
положении центрирующими пружинами, создается перепад давления,
используемый для управления плунжером этого золотника. В этих устройствах
золотник обеспечивает расход жидкости, подводимой к гидродвигателю,
пропорциональный силе дифференциального электрического тока на входе. После
того как золотник займет положение, пропорциональное заданному
отклонению заслонки, возникает обратная связь по усилию.
По конструктивному выполнению обратной связи различают, как и в
ранее описанных системах (см. рис. 115, а), также следящие гидроусилители
с рычажной обратной связью (рис. 135, а), коэффициент обратной связи
которых можно изменять выбором соотношения плеч дифференциального
рычага, а также гидроусилители с жесткой единичной обратной связью
(рис. 135, 6), в которых чувствительный элемент (сопло) размещается
непосредственно на выходном звене (распределительном золотнике).
Помимо рассмотренных распределителей, обеспечивающих на выходе
расход жидкости, пропорциональный при постоянном перепаде давления
входному перемещению, применяют распределители, обеспечивающие
давление, пропорциональное входному перемещению при постоянном расходе
жидкости.
На рис. 136 показана схема подобного распределителя, который
обеспечивает на выходе давление, пропорциональное силе подводимого на вход
182

Рис. 134. Гидросистема
с двухкаскадным
усилителем типа
сопло—заслонка
ШШМЖ Ш
Рис. 135. Гидроусилители:
а — с рычажной обратной связью; б — с жесткой
единичной связью
Рис. 136. Распределительное
устройство типа
сопло—заслонка с регулированием по
давлению
К двигателю

•электрического тока. Выходным сигналом первой ступени этого устройства
является перепад давления Арг = pt — р2 в междроссельных камерах
(соплах) 3, создаваемый смещением заслонки 2 относительно срезов этих сопел,
пропорциональный силе тока, подводимого к электромагниту /. Этот перепад
давлений действует на разность площадей Л2—Ах плунжера золотника 4.
На поверхность Ах пояска малого сечения действует перепад рабочего
давления Арр, пропорциональный рабочей нагрузке на поршне
гидростатического двигателя.
Условие статического равновесия плунжера
АгАрр = Ар1(А2 — А1).
При подаче к электромагниту / дифференциального электротока
сила AppAlf создаваемая перепадом давления в гидродвигателе, не
уравновешивает силы Д/?! (Л 2 — Лх), создаваемой первой ступенью усиления, и
плунжер золотника перемещается в соответствующую сторону на
величину, пропорциональную созданной разности сил электрических токов.
Следящие гидроприводы с объемным регулированием
Недостатком систем дроссельного управления является потеря мощности
при регулировании расхода дросселированием. Ввиду этого применяют, и
в особенности в системах с большими (8—10 кет) мощностями, следящие
гидроприводы с объемным регулированием выходной скорости, осуществляе-
9 8 7 6
Рис. 137. Гидроусилитель с насосом регулируемой подачи
мым изменением производительности насоса (рис. 137). В подобном приводе
с объемным регулированием, в котором применяются насосы регулируемого
расхода, имеет место режим питания с переменными давлением и расходом.
Поскольку количество рабочей жидкости, подаваемой насосом, определяется
требуемой скоростью исполнительного гидродвигателя, а давление — его
нагрузкой, мощность источника питания соответствует без учета потерь
мощности, потребляемой гидродвигателем. Ввиду этого такой привод отличается
высокими энергетическими характеристиками.
На рис. 137 представлена принципиальная схема подобного следящего
привода с радиально-поршиевым насосом 1 и исполнительным двигателем
в виде силового цилиндра 5.
Регулирование подачи насоса и реверс подачи в этом приводе
осуществляется перемещением его корпуса относительно неподвижной оси
цилиндрового блока 2, выполняемым через тягу 9 и рычаг 8, одна сторона которого
связана со штоком 5, а другая — с тягой 7, соединенной с входом (ручкой
184

управления). Система снабжена вспомогательным шестеренным насосом 6
подкачки, который подает через обратные клапаны 4 жидкость под давлением
о5— 40 кГ/см2 в насос /ив обе полости цилиндра 5, поддерживая давления
в полостях этого цилиндра при нулевой подаче регулируемого насоса 1 и
фиксируя тем его поршень.
Для управления насосом переменной подачи в системах автоматики
применяют электрогидравлические усилительные устройства, в которых входным
воздействием служит электрический сигнал..Этот сигнал, усиленный
электронным (или иного типа) усилителем, преобразуется электромеханическим
преобразователем механизма управления в перемещение регулирующего
элемента вспомогательного гидроусилителя механизма регулирования на-
16
Рис. 138. Схема двухкаскадного управления подачей насоса
coca. В свою очередь, сигнал управления, поступающий на вход этого
гидроусилителя, усиливается по мощности до значения, необходимого для
управления органом изменения подачи насоса.
Таким образом, в зависимости от величины и полярности электрического
сигнала рассогласования на входе следящей системы может быть
осуществлено бесступенчатое регулирование скорости выхода гидродвигателя и
связанной с ним нагрузки.
Такие приводы обладают высокой чувствительностью и устойчивостью,
в них можно использовать для формирования сложного сигнала управления
систему электрических датчиков.
Анализ показывает, что автоматическим системам наилучшим образом
удовлетворяют быстродействующие позиционные электрогидравлические
следящие системы, в которых регулирование подачи насоса осуществляется
с помощью механизма управления, состоящего из маломощного
электромагнита и двухкаскадного позиционированного вспомогательного
гидроусилителя.
В частности, распространены схемы механизмов управления подачей
насоса, имеющие в качестве механического преобразователя реверсивный
поворотный электромагнит позиционного типа, воздействующий на двухкаскад-
ное распределительное устройство типа сопло—заслонка с охваченным
обратной связью золотником, которое через специальный гидроусилитель
преобразует угол поворота валика электромагнита в угол поворота регулирующей
люльки (наклонного диска) насоса. На рис. 138 представлена схема
двухкаскадного гидроусилителя управления подачей аксиально-поршневого
насоса, осуществляемого поворотом его люльки. Входом первого каскада
является управляемая электромеханическим преобразователем 2 заслонка 3,
185

расположенная между двумя соплами 4, и выходом — плунжер 11
распределительного золотника, являющийся одновременно входом второго каскада
усиления. Питание системы управления осуществляется от вспомогательного
насоса, подающего жидкость в трубопровод 16. Выходом второго каскада
являются цилиндры 6 и 15 механизма поворота люльки насоса,
поворачивающие ее относительно оси 12 на угол ±у.
Плунжер 11 зажат с помощью пружин 10 и 13 двумя поршнями 7 и 14,
связанными между собой через жесткую раму 5, которая соединена с
качающимся коромыслом 9, укрепленным на оси 12 поворота люльки насоса.
Жесткая рама 8 и поршни 7 и 14 с пружинами 10 и 13 осуществляют обратную связь
выходного элемента второго каскада гидроусилителя (люльки насоса) с
плунжером 11.
Для обеспечения работы сопла—заслонки в гидросистеме установлены
два дросселя постоянного сопротивления 1 и 5.
При подаче электрического сигнала на управляющую обмотку
электромеханического преобразователя 2 поворотный его якорь вместе с
заслонкой 3 отклонится на некоторый угол в ту или иную сторону, в результате
в полостях между пружинами 10 и 13 золотника создается перепад давления,
который переместит плунжер 11 в соответствующую сторону, осуществляя
питание жидкостью одного из цилиндров 6 или 15. При этом люлька насоса
повернется вокруг оси 12 и через раму 8 и поршни 7 к 14 изменит сжатие
пружин 10 и 13, увеличив силу сжатия одной и уменьшив силу сжатия
второй, вследствие этого изменение усилия перепада давления жидкости в
полостях пружин 10 и 13 на плунжер 11, вызванное смещением заслонки, будет
скомпенсировано, и плунжер 11 установится в нейтральное положение. При
этом он перекроет окно питания силовых цилиндров 6 и 15, в результате
люлька насоса будет зафиксирована.
Таким образом, путем изменения величины и полярности управляющего
электрического сигнала, подаваемого в электромеханический
преобразователь 2, представляется возможным обеспечить отклонение люльки насоса
на угол, пропорциональный этому сигналу.
Важным достоинством рассмотренных устройств является возможность
регулирования скорости гидродвигателя путем непосредственной подачи
сигнала на электромагнит с потенциометров приборов автоматического
управления.
Гидроусилители крутящего момента
Под гидроусилителем крутящего % момента понимают следящий привод
с гидродвигателем поворотного или вращательного действия, соединенным
с распределителем (измерителем, рассогласования), который обычно
выполняется в виде поворотного золотника (крана) с отслеживающей втулкой.
В практике распространены усилители поворотного типа, в которых
применяются гидромоторы поворотного действия. Подобные гидроусилители
преобразуют задающее поворотное или вращательное движение с малым
крутящим моментом в синхронное вращательное движение выхода с более
высоким крутящим моментом.
Схема усилителя крутящего момента поворотного типа представлена на
рис. 139, а. Поршень цилиндра имеет форму пластины (лопасти) 1, которая
может поворачиваться в корпусе 2 на угол <360°. Утолщенный конец этой
пластины, связанный с выходным валом исполнительного гидродвигателя,
служит ее осью, а также втулкой распределительного золотника 3
поворотного типа, соединенного с ручкой управления.
Жидкость под давлением подводится через каналы золотника е и /, а
отводится через канал т. При повороте пробки золотника 3 относительно втулки
произойдет рассогласование их положений, и жидкость, поступив в
соответствующую полость, будет поворачивать пластину 1 в том же направлении,
что. и пробка золотника, до устранения рассогласования.
186

Золотник 3 с отслеживающей втулкой выполняет в этой схеме функции
чувствительного элемента, измеряющего рассогласование входного и
выходного валов. Поскольку втулка золотника жестко связана с валом
гидродвигателя, система золотник—гидродвигатель охвачена обратной жесткой
связью.
В следящих гидроприводах полноповоротного вращательного движения
(с гидромотором) и с обратной механической связью обычно применяют
распределители (золотники) поворотного типа с отслеживающей свободно
посаженной втулкой, которая выполняет функции чувствительного элемента,
измеряющего рассогласование между входным сигналом и сигналом обрат-
В бак От насоса
I
Рис. 139. Следящие
гидроусилители поворотного действия
ной связи, причем распределитель выполняется обычно в виде
самостоятельного аппарата (рис. 139, б). Втулка 2 распределителя соединена с помощью
кинематических пар с выходным валом гидромотора, т. е. на втулку 2
поступает сигнал обратной связи, а на золотник 3 сигнал управления. В
результате втулка, соединенная через обратную связь с гидромотором, отслеживает
движение пробки золотника. Для этого распределитель монтируется в
системе так, что рукоятка (рычаг) управления связывается с валиком 4 пробки,
а вал обратной связи — с валиком 1 втулки 2 распределителя. При повороте
пробки 3 открываются соответствующие каналы, служащие для питания
гидродвигателя, вращение которого через обратную механическую связь
(редуктор) передается втулке 2, поворачивающейся в ту же сторону, в ко-
горую была повернута пробка. При остановке пробки (при прекращении
движения управляющей ручки) втулка 2 набегает на нее и перекрывает ка-
Е1алы (окна) питания гидродвигателя.
Пробка и втулка в установившемся режиме вращаются с постоянной
угловой скоростью с угловым рассогласованием, пропорциональным скорости
движения и нагрузке гидромотора (соответствует открытию дросселирующего
экна). При увеличении скорости и расхода жидкости площадь окон
увеличивается, а следовательно, угол рассогласования растет. Для уменьшения
юны нечувствительности перекрытие пробкой- каналов во втулке 2 должно
5ыть минимальным (0,05—0,08 мм).
187

Самотормозящие (нереверсивные) системы
Заполненный жидкостью силовой цилиндр подобен гидравлической
пружине. Выражение для жесткости подобной гидравлической пружины
силового цилиндра без учета деформации стенок цилиндра (см. стр. 19) имеет вид
2ES*
где Е — модуль объемной упругости жидкости;
S — рабочая площадь поршня силового цилиндра;
V — рабочий объем камеры цилиндра (гидродвигателя) и магистрали;
находящийся под рабочим давлением жидкости.
7 6
Рис. 140. Следящие гидроусилители с гидромоторами
Ввиду этого в случае-необходимости обеспечения высокой жесткости и
нереверсивное™ системы прямолинейного поступательного движения
применяют высокооборотные гидромоторы, вращение которых преобразуется
с помощью механических узлов (червячных и винтовых пар) в выходное
прямолинейное движение.
Жесткость подобной передачи по сравнению с жесткостью передач с
силовым цилиндром обусловлена малым объемом жидкости, подвергающейся
сжатию. Так, если в силовом цилиндре прямолинейного движения сжатию
при приложении нагрузки подвергается весь объем жидкости, требуемой для
совершения рабочей операции, то в гидромоторе вращательного действия,
который совершает для выполнения той же операции много оборотов, сжатию
подвергается лишь объем жидкости, находящейся в данный момент в рабочих
камерах гидромотора.
На рис. 140, а представлена одна из возможных схем самотормозящей
гидропередачи дроссельного регулирования. .Гидромотор 3 приводит во
вращение втулку 4 с внутренней нарезкой, в которую входит винт 5.
Распределительный золотник 2 соединен тягой 1 системы обратной связи с ручкой
управления. Статическая нереверсивность передачи обеспечивается выбором
соответствующего угла винта и кинематических характеристик прочих
звеньев передачи.
188

На рис. 140, б показана принципиальная схема гидроусилителя
крутящего момента, в которой регулирование скорости и реверсирование выхода
гидромотора 2 осуществляются регулированием подачи насоса 1. Для этого
тяга 5 регулирования насоса связана дифференциальным рычагом 6 с тягой
управления (входом) 7. Обратная связь осуществляется шестернями 3 и
винтовой парой 4.
ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТЬ И ТОЧНОСТЬ ГИДРОУСИЛИТЕЛЯ
Одним из основных требований, предъявляемых к гидроусилителям
следящего типа, является требование обеспечения точности и чувствительности,
под которыми понимают комплекс качеств, характеризующих способность
гидроусилителя воспроизводить с минимальной ошибкой (по времени и пути)
перемещения выхода в соответствии с заданным перемещением входа, причем
ошибка по времени характеризует быстродействие, а по пути — точность
системы.
i 2
Рис. 141. Кривые, характеризующие точность (а) и устойчивость (б и в)
гидроусилителя
На рис. 141, а приведен график, характеризующий рассматриваемое
качество гидроусилителя. График показывает, что перемещение входа
(плунжера золотника) на пути hx от нейтрального положения (соответствует
отрезку времени от начала движения входа а) не сопровождается движением
выхода (поршня ершового цилиндра). Этот путь характеризует зону
нечувствительности системы. При дальнейшем перемещении входа приходит в
движение выход, однако скорость его устанавливается лишь после прохождения
входом некоторого пути h2 (соответствует отрезку времени Ь). В равной мере
движение выхода в конце рабочего хода прекратится лишь по истечении
некоторого времени после остановки входа, характеризуемого отрезком с.
Рассмотренное рассогласование в перемещениях входа и выхода (путевая
ошибка) определяет ошибку (погрешность) слежения, характеризующую
чувствительность и точность следящей системы. Эта ошибка зависит от
скоростного и силового режима работы гидроусилителя. В частности,
погрешность слежения в установившемся режиме при нагруженном выходе обычно
определяется расстоянием (путем) А2, на которое должен сместиться плунжер
золотника (вход) от нейтрального положения в положение, обеспечивающее
давление и расход жидкости, требуемые для преодоления нагрузки и развития
заданной скорости установившегося движения выхода.
В переходном (неустановившемся) режиме может произойти
дополнительное увеличение погрешности (нарушение точности) из-за действия сил
инерции массы, присоединенной к выходу, для преодоления которых потребуется
большее, чем при установившемся режиме движения, открытие окон
золотника.
Погрешность определяется рядом факторов и в первую очередь
передаточным числом кинематической цепи обратной связи, характеризующим
189

отношение смещения плунжера 3 золотника (входа) к смещению поршня 4
гидродвигателя (выхода) при зафиксированной тяге 2 ручки управления или
отношение смещения золотника к смещению тяги управления при
неподвижном выходе (см. рис. 115). Для рассмотренных схем, изображенных
на рис. 115, это передаточное отношение
l"~ п '
где т — длина плеча рычага 7 между точками крепления золотника и тяги
управления;
п — то же между точками крепления гидродвигателя и тяги управления.
Иначе говоря, для схемы, изображенной на рис. 115, а> это число всегда
меньше 1, а для схемы на рис. 115,6 — всегда больше 1. Это число часто
принимают, если допускается требованиями устойчивости, равным пяти
и выше.
Для следящей системы, представленной на рис. 115, б, принципиально
возможно сколь угодно уменьшить эту ошибку на выходе путем увеличения
усиления по скорости (путем увеличения i = —). Однако это увеличение
практически лимитируется условиями устойчивости системы.
Помимо передаточного числа
. т
на погрешность слежения влияют герметичность системы, люфты в
механических ее узлах, нагрузки и скорости выхода и ряд прочих факторов,
влияющих на зону нечувствительности. Особо следует отметить трение покоя
(статическое трение) в узлах системы, и в частности в золотнике, которое
может привести к значительному запаздыванию в реакции органов
управления на командные сигналы. При известных же условиях слежение
за входным сигналом на малых скоростях будет ступенчатым, и работа
следящей системы станет прерывистой.
Не менее важным фактором, влияющим на точность следящей системы,
являются люфты в кинематической цепи системы, вследствие которых
понижается ее чувствительность и увеличивается «мертвая зона». При наличии
люфтов движение выхода системы вначале их выборки происходит без
нагрузки, причем до тех пор, пока ведущее звено (вход) не пройдет путь,
равный люфту, ведомое звено (выход) остается неподвижным и начнет
перемещаться лишь после того, как в ведущем звене будет выбран люфт. Ведущее
звено приобретает за этот промежуток времени некоторую скорость, и лишь
после этого оба звена будут перемещаться совместно. Аналогично при
движении ведущего звена в сторону первоначального положения ведомое звено
начнет перемещаться, как и в цервом случае, лишь после прохождения
ведущим звеном некоторого пути, соответствующего люфту.
Аналогичное влияние на точность системы оказывает упругость ее
компонентов. Очевидно, что перемещение выхода после начала движения входа
начнется лишь после того, как напряжения всех упругих элементов,
включая жидкость и трубопроводы, достигнут значения,- соответствующего
нагрузке выхода.
В практике оценку точности и чувствительности гидроусилителя часто
производят по отношению установившейся выходной скорости vn поршня
к перемещению % плунжера золотника:
которое принято называть добротностью следящей системы (гидроусилителя).
В зависимости от назначения и качества гидроусилителя k = 10-M25 Мсек,
190

УСТОЙЧИВОСТЬ ГИДРОУСИЛИТЕЛЯ
Под устойчивостью гидроусилителя понимают его способность
возвращаться в состояние установившегося режима после прекращения действия
источника, нарушившего это равновесие. На рис. 141, б и в приведены
графики, характеризующие устойчивость двух систем, одна из которых имеет
высокую (рис. 141, б), а другая — низкую устойчивость (рис. 141, в).
Кривая а выражает перемещение входа, а кривая Ь — перемещение выхода.
Установившийся режим может быть нарушен как изменением входного
параметра (задающего воздействия), так и изменением выходного параметра
(например, внешним возмущающим воздействием в виде изменения
аэродинамической нагрузки на рули самолета и пр.).
На устойчивость в значительной мере влияет кинематика механизма
привода распределительного устройства. Так, например, при увеличении пере-
6)
Рис. 142. Расчетные схемы гидроусилителей с включенными упругими звеньями
даточного числа дифференциального рычага 7 обратной связи (см. рис. 115, б)
вероятность нарушения устойчивости повышается. Приемлемыми этой точки
зрения передаточным числом этого рычага является
Следовательно, требования устойчивости противоположны требованиям
точности.
На устойчивость системы большое влияние оказывает упругость
трубопроводов, жидкости и механических звеньев системы, и в частности
упругость связей гидродвигателя с нагрузкой, а также упругость тех частей
машины, к которым крепятся силовые узлы гидроусилителя. При некоторых
внешних и внутренних возмущениях и при сочетании их с массовой
нагрузкой, упругостью и конструктивными особенностями системы, она может
вступить в резонансные колебания, при которых могут развиться значительные
динамические нагрузки.
На рис. 142, а показана схема упругого крепления к самолету штока
цилиндра, принадлежащего гидроусилителю системы рулей, снабженному
чувствительным (с малыми перекрытиями) золотником. Нетрудно видеть,
что при наличии этой упругости задающий импульс, вызывающий смещение
выходного звена (силового цилиндра') гидроусилителя, может вызвать
колебание системы. При этом импульсе точка крепления штока цилиндра
вследствие упругости сместится и повернет (при неподвижной ручке) рычаг
обратной связи АВ, сместив золотник. Очевидно, что при известной упругости sx
плунжер золотника сможет сместиться настолько, что жидкость поступит
в соответствующую полость силового цилиндра и приведет его в движение,
при котором изменится направление движения рычага АВ. Накопленная
при этом энергия упругости будет способствовать прохождению золотника
через равновесное (нейтральное) положение. Если золотник обладает
высокой чувствительностью, то описанный процесс повторится в обратном
направлении, в результате чего могут возникнуть автоколебания с частотой
собственных колебаний выходного звена.
191

На рис. 142, б изображена схема обратимого гидроусилителя, в которой
часть действующего на выходе усилия передается на ручку управления.
Допустим, что крепление силового цилиндра абсолютно жесткое, а входной
и выходной контуры соответственно обладают упругостями s2 и s3.
Нарушение устойчивости системы в этом случае может быть вызвано резкими
возмущениями как со стороны входного, так и выходного контуров. Так,
например, допустим, что выход под действием какого-либо внешнего силового
импульса (действия воздушного потока на плоскость управления) сместится
в ту или иную сторону. Поворот руля через выходной контур и
дифференциальный рычаг АВ передается на входной контур, упругое звено s2 которого
даст возможность рычагу АВ повернуться и открыть распределительный
золотник, что, в свою очередь, вызовет перемещение силового цилиндра. В
результате при известных соотношениях массовой нагрузки и жесткости
входного s2 и выходного s3 контуров энергия жидкости вызовет самовозбуждение
системы. При этом упругость s2 на входном контуре будет снижать
демпфирующий эффект массы ручки и тяг управления и уменьшать
стабилизирующий эффект действия оператора на ручку управления.
Влияние сжимаемости жидкости и деформации трубопроводов. Влияние
на устойчивость системы сжимаемости заполняющей ее жидкости и упругой
деформации стенок гидроагрегатов и трубопроводов аналогично влиянию
рассмотренной выше упругости механических узлов гидросистемы. При
этом условии жидкость, поступающая от насоса, сжимается в течение части
колебательного цикла, а также расширяет трубопроводы, аккумулируя
энергию. В последующей части колебательного цикла накопленная в жидкости и
трубопроводах энергия, поступая в систему, прибавляется к энергии,
приходящей от насоса. Гидроцилиндр, заполненный жидкостью под некоторым
давлением с перекрытыми каналами входа и выхода, можно уподобить в этом
случае пружине, жесткость которой определится сжимаемостью жидкости.
Нетрудно видеть, что линейная упругость (просадка) подобной
жидкостной пружины равна (деформацией стенок цилиндра пренебрегаем)
где Р — коэффициент сжимаемости жидкости;
V — общий объем запертой (блокированной) жидкости в цилиндре;
А — эффективная площадь поршня.
Аналогичная просадка будет наблюдаться и в схеме с гидродвигателем
вращательного движения (гидромотором). Допустим, что золотник
герметично перекрывает оба канала заполненного жидкостью гидромотора,
связанные с входным и выходным трубопроводами* Если бы жидкость была
несжимаемой, то вал гидромотора был бы жестко зажат запертой жидкостью
(деформацией детали гидромотора и негерметичностью пренебрегаем). Однако
поскольку жидкость сжимаема, то вал гидромотора можно повернуть на
какой-то угол. При этом гидромотор действует как насос, повышая давление
в одной полости и понижая в другой. Момент, необходимый для поворота
вала гидромотора, пропорционален перепаду давлений в трубопроводах,
а угол поворота — изменению объема полостей гидромотора, соединенных
с трубопроводами. Допуская, что модуль объемной упругости жидкости
является для действующих давлений постоянной величиной, можно считать, чтс
вал гидромотора соединен с пружиной постоянной жесткости.
Угловая упругость эквивалентной пружины равна для этого случая
где qx и <72 — удельный рабочий объем гидромотора в см3/рад.
При этомГ допускаем, что замкнутые объемы жидкости в противополож
ных полостях гидродвигателя (слива и нагнетания) равны между собой
192

Применительно к силовому цилиндру это условие будет соблюдено для
среднего положения поршня с двусторонним штоком (см. рис. 26, б).
С рассматриваемой точки зрения особенно нежелательно наличие в
жидкости воздуха. Присутствие в цилиндре гидроусилителя иерастворешюго
воздуха приводит вследствие сжатия к аккумулированию кинетической
энергии при колебани51х1штока (выхода) с последующим возратом ее на движение.
Очевидно, что в медленно действующих следящих системах влияние на
режим работы упругости жидкости обычно пренебрежимо мало. Однако
в случае инерционных нагрузок со значительным трением покоя (например,
в случае привода стола строгального станка) влияние упругости может
привести к прерывистому движению выхода привода. Это обусловлено тем, что
через золотник должно пройти некоторое количество жидкости, прежде
чем в полостях гидродвигатёля будет создан перепад давлений, достаточный
ал я преодоления сил трения покоя и инерции. После этого для движения
выхода с нагрузкой требуются из-за снижения трения меньшие силы, в
результате произойдет заброс скорости движения. После остановки, которая
произойдет практически при выравненных давлениях в полости двигателя,
возникает трение покоя, после чего цикл повторится.
Очевидно, что рассмотренный эффект пружинения усугубляется при при-
яенении жидкости с низким модулем упругости и при больших объемах ра-
Зочих полостей гидродвигателя. По этой причине часто (в частности, в тяже-
1ых станках, в управлении рулями самолетов и пр.) приходится отказываться
)т применения силовых цилиндров, заменяя их гидромоторами, объем поло-
:тей которых намного меньше объема первых.
Для гидромоторов важным, с точки зрения рассматриваемого эффекта,
является объем вредного пространства мотора, под которым понимается раз-
юсть максимального объема его камер (с соединительными каналами) V и
забочего объема q. Этот параметр характеризуется коэффициентом
k - q
Re- vg,
Ж q и V — q — рабочий объем и объем вредного пространства
гидромотора.
Лучшие с этой точки зрения аксиально-поршневые гидромоторы даже при
/словии, что соединительные каналы выполнены возможно короткими и ма-
юго сечения, имеют ke = 4, для серийных же машин ke = 6-s-10.
Влияние люфтов. Источником возникновения колебаний могут быть
*акже люфты в звеньях, включаемых в обратную связь (люфты в цепочке
очленений от ручки управления до распределительного золотника), которые
осиливают колебания, вызванные упругостью рычажной системы и тяг, при
филожении к ним нагрузки или являются источником возникновения
колебаний. В частности, при наличии люфтов может произойти потеря
устойчивости вследствие осевой неуравновешенности золотника, вызываемой
гидродинамическим действием потока жидкости. Очевидно, если на входном
конуре системы имеется люфт, то плунжер золотника под действием
колеблющейся гидродинамической силы будет смещаться в пределах этого люфта,
то может при высокой чувствительности золотника вызвать реверсы потока
кидкости и колебания системы.
Способы повышения устойчивости. Наиболее простым способом повыше-
[ия устойчивости гидроусилителя является увеличение перекрытия золот-
(ика (увеличение зоны нечувствительности) и уменьшение усиления системы
[о скорости. Однако подобный способ ухудшает быстродействие и точность
идроусилителя. Из изложенного выше следует, что повышение
чувствительности и точности системы достигается применением золотника с минималь-
ым перекрытием, который к тому же должен обеспечивать при малом
оде достаточно большие проходные сечения для жидкости, тогда как
Ъ Т. М. Башта ' ' 193

Рис. 143. Схемы размещения демпферов
для повышения устойчивости системы против колебаний перекрытие следует
увеличивать, а проходные сечения уменьшать.
Чрезмерное увеличение перекрытия может вызвать вследствие
чрезмерного увеличения зоны нечувствительности обратный эффект — понижение
устойчивости.
Фактором, стабилизирующим систему, является ее негерметичность,
поэтому для повышения устойчивости часто вводят искусственные утечки,
которые рассеивают при колебаниях часть энергии системы. Демпфирующие
свойства утечек обусловлены потерей энергии, а также тем, что при наличии
их увеличивается зона нечувствительности.
Искусственную утечку жидкости в цилиндре обычно создают
шунтированием через сопротивление (дроссель) полостей цилиндра, для чего в его
поршне обычно выполняется отверстие диаметром 0,5—2 мм (рис. 143, а).
Стабилизирующее действие
оказывают также
сопротивление трубопроводов и местные
потери. Для этого на входе или
^ f b==i выходе жидкости из силового
а | y^_fnM\ |t wA-m 7}\\ цилиндра или одновременно на
i _4U— i " входе и выходе устанавливают
дроссели тип (рис. 143, б)
Демпфирование энергии
колебаний. Наиболее
радикальным способом гашения колебаний является применение демпферов
гидравлического сопротивления, с помощью которых энергия колебаний
рассеивается в виде теплоты.
Демпфер устанавливается в колебательной системе между любыми двумя
перемещающимися одна относительно другой точками (обычно между
перемещающейся частью распределительного устройства и его корпусом). В
системах с золотниковым распределителем демпфер обычно связывается с
плунжером, а втулка демпфера — с корпусом распределителя.
Демпфер представляет собой цилиндр, поршенек 3 которого (рис. 144, а)
связан с плунжером 1 золотника. В поршне находится дроссель 2. При
перемещениях поршенька 3 жидкость вытесняется им через это отверстие из одной
полости цилиндра в другую. Для устранения перетекания жидкости через
радиальную щель между поршеньком и цилиндром применено1 уплотнитель-
ное металлическое кольцо 4. При отсутствии этого кольца некоторая часть
жидкости протекала бы при работе демпфера через радиальную щель,
поскольку же количество перетекшей жидкости зависит от переменных
размеров щели и вязкости (температуры) жидкости, изменение этих факторов
нарушало бы стабильность работы демпфера.
Сечение дросселя 2 в поршеньке 3 демпфера выбирается таким, чтобы
демпфирование, с одной стороны, не увеличивало усилий, необходимых для
перемещений золотника при управлении, а с другой стороны, чтобы при
скоростных колебательных его перемещениях создавалось демпфирование,
способное погасить силу, возбуждающую колебания. Так, при диаметре
поршня демпфера 30—40 мм и масле АМГ-10 диаметр дросселя 2 обычно
составляет 0,6—0,8 мм.
Расчет гидравлического демпфера сводится к определению сопротивление
течению жидкости, проталкиваемой поршеньком демпфера через дроссельное
отверстие, выполняемое обычно с учетом течения жидкости через отверстш
в тонкой стенке. Перепад давления Ар в полостях цилиндра демпфера
создаваемый сопротивлением дросселя, и расход Q жидкости связаны в этой
случае зависимостью (20). Коэффициент расхода для круглого отверстю
в тонкой стенке поршня \i = 0,62.
Принимая во внимание, что указанный расход равен, при условии от
сутствия утечек жидкости через зазор между поршеньком и цилиндром, объ
194

ему, описываемому поршнем демпфера Q = vF, где v и F — скорость
перемещения и площадь поршня демпфера, можем написать
или
р FV
Параметры F, v, f и Ар подбирают так, чтобы усилие Р = FAp,
необходимое для перемещения поршенька демпфера при'требуемой максимальной
рабочей его скорости, не
превышало заданных
значений.
В том случае, когда
демпфер не имеет уплотнитель-
ного кольца 4 (см.
рис. 144, я), следует
учитывать' перетекание (расход)
жидкости через радиальный
зазор (щель) между
поршеньком и цилиндром. Расчет"
демпфера в этом случае
рекомендуется проводить в
следующем порядке. Сначала
следует вычислить по
выражению (23) для
концентричной щели или по выражению
(24) для эксцентричной щели
расход жидкости Qm при
заданном перепаде давления
Ар через радиальную щель.
Вычитая этот расход из
объема Q = vF,
описываемого поршнем демпфера при
заданной его скорости,
определяют объем, который
должен быть вытеснен за то же
время при заданном перепаде
давления Ар через
дроссельное отверстие в поршне:
Ход плунжера
в)
При этом расходу
отверстие для обеспечения
требуемого перепада давления должно иметь
* Qi _
Рис. 144. Золотник с демпфером (а) и ступенчатым
сечением проходных окон (б) и зависимость площади
окна от хода плунжера (в)
площадь согласно выражению (20)
Ар.2
В том случае, когда расход жидкости QUi через радиальную щель при
заданном перепаде давления, вычисленный по выражению (20), будет больше
Q = vF, т. е. когда демпфер не обеспечивает заданного сопротивления даже
без дополнительного отверстия в поршеньке, необходимо либо уменьшить
радиальные зазоры в поршневой паре демпфера, либо увеличить диаметр его
поршенька.
Поскольку объем демпфера V = LF изменяется прямо пропорционально
квадрату его диаметра, в то время как периметр радиальной щели (длина
195

средней окружности щели) увеличивается пропорционально первой степени
этого диаметра, а перепад давления при всех прочих равных условиях
изменяется обратно пропорционально квадрату диаметра поршенька, то
изменением этого диаметра можно регулировать соотношение рабочих
параметров демпфера. С точки зрения надежности и стабильности демпфирования
целесообразно максимально увеличивать площадь F поршенька с
одновременным уменьшением сечения отверстия / дросселя, минимальный диаметр
которого, однако, должен быть не меньше 0,3 мм.
Энергия, поглощаемая при продавливании жидкости через дроссели за
один ход поршня (без учета трения поршня в цилиндре),
Ео =-- LFAp,
где L — ход поршня демпфера (размах колебания золотника).
Применение золотников со ступенчатыми проходными окнами. Для
повышения устойчивости гидроусилителя применяют золотники со ступенчатым
по ходу плунжера сечением проходных окон (рис. 144, б), причем на первой
части его пути окна выполняют с переменным сопротивлением. Это
достигается тем, что подвод жидкости в начале движения плунжера осуществляют
не по всему периметру окружности плунжера золотника, а через узкие
канавки (щели) а переменной глубины. Практически проходное сечение на
части длины т хода золотника (примерно на длине 0,2—0,5 мм от
нейтральной линии) выполняют в виде двух или четырех равномерно расположенных
по окружности узких дуговых щелей, имеющих переменное сечение.
График изменения сечения щели по ходу, показывающий излом кривой
характеристики системы, представлен на рис. 144, в. В первой после прохода
мертвой зоны с части хода плунжера увеличение сечения щели на длине т
характеризуется кривой mlf увеличение сечения на длине п — кривой nv
Стабилизация системы усовершенствованием обратной связи. Описанный
выше способ повышения динамической устойчивости (стабилизации) привода
утечкой жидкости связан с существенным дополнительным ее расходом, а
повышение динамической устойчивости демпфированием связано с понижением
быстродействия системы.
Поэтому часто применяют стабилизацию путем усовершенствования
обратной связи, и в частности применением гибкой обратной связи. Путем
рационального конструирования обратной связи представляется возможным
улучшить качество переходного процесса (ускорить затухание переходного
процесса и уменьшить его длительность), а также уменьшить статическую
ошибку.
На рис. 145, а приведена схема двухкаскадного гидроусилителя, в
которой для повышения устойчивости пропорциональное управление по
рассогласованию корректируется управлением по первой производной (по скорости
изменения рассогласования). Основной распределительный золотник 1 этой
схемы, питающий силовой цилиндр 9 гидроусилителя, приводится в
движение поршнем вспомогательного силового цилиндра 2, управляемого
вспомогательным золотником S, связанным дифференциальным рычагом 5
обратной связи с входом (ручкой управления).
Корректирование пропорционального управления осуществляется
следующим образом. Поршневой шток вспомогательного цилиндра 2, связанный
с плунжером основного золотника /, несет на себе поршень 7 цилиндра 6
демпфера, который, в свою очередь, связан с дифференциальным рычагом 5
обратной связи, но имеет возможность осевого перемещения, от которого
он удерживается пружиной 4. Перемещение входа (вспомогательного
золотника 8) вызывает перемещение поршня вспомогательного цилиндра 2, а вместе
с ним и поршня 7 цилиндра 6 демпфера. Однако перемещение поршня 7 в
цилиндре демпфера возможно лишь после вытеснения через дроссель 3
жидкости из соответствующей его полости. Ввиду этого при резком перемещении
поршня 7, например, вправо цилиндр 6 в первое мгновение перемещается
196

вследствие большого сопротивления дросселя вместе с этим поршнем, сжимая
пружину 4 и изменяя с помощью рычага 5 открытце окон золотника 8.
Благодаря этому корректируется положение распределительного золотника /
в соответствии с входным сигналом нагрузкой выхода.
J 4
Рис. 145. Схемы гидроусилителей с коррекцией
пропорционального управления
После того как изменение рассогласования прекратится, пружина 4,
распрямляясь, вытеснит жидкость из правой полости цилиндра 6 и возвратит
его по прекращении изменения рассогласования в исходное положение. В
результате вспомогательный золотник 8, а
следовательно, и основной распределительный
золотник 1 займут заданные положения, т. е.
положение равновесий системы
восстанавливается.
Таким образом, распределительный
золотник этой схемы может занимать
некоторое определенное положение в соответствии
с нагрузкой выхода, не зависимое от
положения входа.
На рис. 145, б приведена схема двухкас-
кадного усилителя, отличающаяся от
предыдущей лишь тем, что первый каскад усиления
выполнен в ней в виде сопла—заслонки а.
На рис. 146 представлена
принципиальная схема гидросистемы автоматического
регулирования частоты вращения теплового
двигателя 2 с подобной гибкой обратной
связью. При изменении скорости выходного
вала двигателя по сравнению с заданной
грузы 7 центробежного регулятора 6
изменяют свое положение, характеризуемое
углом а. В соответствии с этим перемещается
муфта 5 регулятора, что вызывает поворот
Рис. 146. Двухкаскадный
гидроусилитель с коррекцией управления
по скорости рассогласования
197

вокруг точки 0г рычага 8 и перемещение связанного с ним золотника 4
исполнительного силового цилиндра 13, воздействующего на объект
регулирования (путем изменения положения заслонки 1, регулирующей расход
горючего). В результате регулируемый параметр (выходная скорость)
двигателя 2 восстанавливается.
Гибкость описанной связи обусловлена наличием пружины 9, связанной
с цилиндром 11 жидкостного демпфера (катаракта).
Выход
Вход
i_L_L -з 4
Вход
Рис. 147. Гидроусилители с управлением по производной
Вследствие сопротивления дросселя 10 цилиндр катаракта в начале
движения поршня 12 исполнительного механизма (гидроцилиндра) перемещается
вместе с ним, растягивая или сжимая пружину 9 и поворачивая рычаг 8
вокруг точки О2, т. е. в начальный момент рассматриваемая обратная связь
возвращается постепенно в начальное положение, вытесняя жидкость через
дроссель 10 из одной полости цилиндра 11 в другую.
Схема подобного же механизма с управлением по производной показана
на рис. 147, а. Втулка 3 золотника имеет возможность перемещаться в осевом
направлении под действием силы, передаваемой от демпфера 2, который
реагирует (благодаря дросселю) на скорость изменения рассогласования.
Пружины 1 и 4 воспринимают сигнал управления от демпфера и по прекращении
изменения рассогласования возвращают втулку 3 в нейтральное положение
относительно плунжера 5 золотника.
Кроме того, в нем выполняются две функциональные операции по сигналу
рассогласования: автоматически учитываются две функции
(«пропорциональность» и «по производной») и производится результирующее воздействие.
198

Конструктивно это достигается золотником, открытие проходных сечений
происходит при перемещении плунжера золотника относительно корпуса
(пропорциональное управление) и при перемещении самой втулки золотника
(управление по производной). Эти функции в золотнике складываются или
вычитаются соответственно тому, увеличивается или уменьшается
рассогласование.
В том случае, если в гидроусилителе не допускается даже незначительное
постоянное рассогласование, необходимо обеспечить действие регулирующего
устройства также и после того, как рассогласование временно уменьшилось
до нуля. Последнее условие может быть выполнено введением воздействия
по интегралу рассогласования по времени.
На рис. 147, б показана схема гидроусилителя, в котором воздействие по
интегралу, осуществляемое введением пружины / и демпфера 2, сочетается
с пропорциональным управлением. Вначале, когда система находится в
равновесии и имеет нулевое рассогласование, втулка 3 и плунжер 4 золотника
занимают нейтральное положение, при котором золотник закрыт. Когда
появляется рассогласование, плунжер 4 золотника перемещается относительно
корпуса золотника на величину, пропорциональную рассогласованию, и
вызывает перемещение поршня демпфера 2 вместе со втулкой золотника. Это
перемещение пропорционально интегралу рассогласования во времени. В
результате фактическое открытие золотника определяется взаимным смещением
втулки и плунжера золотника, которое соответствует сумме сигналов
пропорционального управления и управления по интегралу.
Введение воздействия по интегралу повышает точность работы
гидроусилителя в переходных режимах, однако может снизить его устойчивость.
СТРУЙНЫЕ УСИЛИТЕЛИ
В гидропневмоавтоматике и в системах гидравлического управления
находят применение струйные усилители (устройства), в которых
используется эффект взаимодействия потоков жидкости или газов между собой и
твердыми телами.
Струйные усилители делятся на две основные группы: непрерывного
действия (пропорциональные усилители) и дискретного действия (двухстабиль-
ные усилители). Выполняются они как с каналами круглого, так и
прямоугольного сечений.
Усилители пропорционального действия
Всякий струйный элемент (рис. 148, а) состоит из канала (сопла)
питания а и двух выходных (приемных) каналов (сопел) сг и с2, связанных с
гидродвигателем (нагрузкой). Кроме того, в зависимости от назначения прибора
он имеет зону (камеру) взаимодействия струй е и ДЕа канала Ьх и 62
управления.
В приемных соплах кинетическая энергия потока жидкости преобразуется
в потенциальную энергию, (давление), которая развивает движущие усилия
на поршне присоединенного к этому соплу гидродвигателя. В зависимости
от формы такой струйный усилитель может выполнять как непрерывные,
так и дискретные операции. В усилителе пропорционального действия
(рис. 148, а) струя, вытекающая из канала питания (сопла) а, делится при
отсутствии управляющих сигналов поровну между выходными каналами сх
и съ связанными с нагрузкой (гидроцилиндром). При подаче же
управляющего сигнала в один из каналов Ьх или Ь2 питающая струя отклонится в
сторону, противоположную этому каналу, в результате мощность на выходе
со стороны отклоненной струи превысит мощность на противоположном
выходе. Характеристики такого усилителя зависят от форм и процессов
199

перемешивания в камере взаимодействующих струй и обмена количества
их движения.
Выход подобного струйного усилителя определяется разностью расходов,
а также количествами движения потока и давлениями, развивающимися в его
приемных (выходных) каналах с± и с2 в зависимости от нагрузки на выходе.
Все эти величины зависят от распределения скоростей отклоненного потока
и угла 0, на который он отклоняется. Зависимость выходного давления от
дифференциального давления управления приведена на рис. 148, б.
•Для уменьшения чувствительности
усилителя к изменениям сопротивления
нагрузки (давления в приемных
каналах сх и с2) камера е отверстиями
соединена с атмосферой. Когда приемные
(нагрузочные) каналы сх и с2 полностью
перекрыты (например, при остановке
поршня гидроцилиндра), поток через эти'
отверстия может вытекать в атмосферу.
а)
выходное давление
- О
Дифференциальное давление
управления
6)
Рис. 148. Принципиальная
схема действия струйного
усилителя пропорционального типа
Рис. 149. Расчетная схема
струйного усилителя
пропорционального типа
Отклонение струи осуществляют различными способами, и в частности,
управляющим потоком, подаваемым через управляющие каналы Ьх и b2i
расположенные перпендикулярно к оси питающего сопла а, или путем
поворота этого сопла.
Обозначим через Мх = pwico количество движения питающей струи
жидкости сечением со и плотностью р, вытекающей из сопла а со скоростью uv
Пусть управляющая струя с количеством движения М2 направлена под
прямым углом к питающей струе, причем количество движения М1 питающей
струи значительно превышает количество движения управляющей струи М2
(рис. 149).
Согласно теореме о сохранении количества движения питающая струя
под действием на нее управляющей струи (потока) отклонится на угол
При соосном расположении питающего а и приемного с каналов и при
нулевом управляющем сигнале питающая струя попадает в приемный канал.
200

При подаче управляющей струи питающая струя отклоняется, и по мере
повышения управляющего давления все меньшая часть питающего потока
попадает в приемный канал. Опыт и расчет показывают, что незначительное
отклонение потока управления вызывает значительные изменения в разности
расходов через выходные каналы усилителя.
Форма и размеры камеры а пропорционального усилителя, в которой
взаимодействуют управляющий и питающий потоки, должны быть
выполнены таким образом, чтобы поток питания не подвергался воздействию ее
стенок.
Струйные усилители обладают рядом качеств, позволяющих применять
их в тяжелых условиях работы, и в частности в широком температурном
диапазоне, при высоком уровне вибраций и ускорений, а также при больших
ударных нагрузках.
Благодаря отсутствию в этих усилителях
подвижных частей их можно изготовлять
из материалов, обеспечивающих работу в
таких специфических условиях, как ядерные
излучения и очень высокие и низкие
температуры (струйные элементы применяются
для работы в очень широком диапазоне
температур от —196 до 980° С). При
применении соответствующих материалов они
допускают работу с -агрессивными
жидкостями.
Рабочими веществами могут быть как
жидкости, так и газы, причем устройства,
спроектированные для работы на газах,
могут работать также и на жидкостях.
Рис. 150. Схема струйного
генератора колебаний давления
По быстродействию струйные усилители превосходят все существующие
подобные устройства механического типа. Максимальная частота
переключения газовых струйных усилительных элементов достигает нескольких кгц.
При работе на маловязких жидкостях (воде) быстродействие струйных
элементов вследствие различия плотностей жидкостей и газов примерно на
порядок ниже, чем быстродействие при работе на воздухе, однако находится
на уровне, удовлетворяющем практику. Жидкостные генераторы работают
в диапазоне частот 150—5500 гц.
Основное различие в быстродействии гидравлических пневматических
струйных устройств зависит от скорости питающей струи и инерционных
свойств управляющего канала.
С помощью струйного усилителя можно получить импульсы давления
высокой частоты, в том числе и периодические импульсы, воспроизводящие
переменные нагрузки. Это позволяет использовать струйную технику для
генерирования в вибрационных испытательных установках колебаний
высокой частоты, а также для имитации периодических нагрузок на силовые
органы различных машин при частотных и ресурсных испытаниях.
Представляется также возможным изменять эти нагрузки по заданной программе.
Схема струйного генератора колебаний давления приведена на рис. 150.
Жидкость под давлением подводится к питающему конфузорному соплу /
и через приемное сопло!|2 поступает в исполнительный механизм
(гидродвигатель) испытательной установки. Питающий канал конфузорного сопла
может перекрываться заслонкой 4, приводимой в колебательные движения
с помощью профилированного эксцентрика 3, скорость вращения которого
определяет частоту перекрытий заслонкой питающего канала и частоту
колебаний давления в приемном сопле 2. Закон изменения давления (форма
импульса) задается формой заслонки. Амплитуда колебания давления в
приемном сопле задается давлением в питающем сопле и регулировкой
эксцентрика.
201

Испытания показали возможность получения стабильной амплитуды
колебаний давления до 200 кГ/см2 синусоидальной формы при частотах
колебания до 50 гц.
Исследования усилителя, выполненного по схеме, приведенной на
рис. 151, а, показали, что при соосном расположении питающего / и
приемного 2 сопел и соответствующем конструктивном их выполнении, а также
соответствующем расстоянии между их срезами потери передаваемой энергии
относительно небольшие. Так, при поДводимом давлении рг = 100 кГ/см2
и при расстоянии h между срезами сопел 3—5 мм (диаметр питающего сопла
1 мм и приемного — 1,5 мм) потери давления не превышали при нулевом
расходе приемного сопла 3-—4 кГ/см2.
/
1
/
/
к
V
\
20 40 60р,кГ/см2
б)
0}2 0,4 0,6 0,8 р о
20 40 60 ргкГ/смг
Давление
г)
Рис. 151. Схема камеры струйного пропорционального
усилителя и характеристики расхода на выходе
На рис. 151, б приведены кривые зависимости выходного давления р2
от входного рг для различных расстояний h между соплами. Минимальные
потери энергии при течении жидкости в конически сужающемся канале (кон-
фузорном сопле) имеют место при углах конусности ах = 13-г-15° и в
расходящемся — при а 2 = 6-т-8°.
На рис. 151, г приведены кривые (сплощные линии) расхода жидкости
на выходе из приемного сопла 2 в зависимости от давления р2 нагрузки (на
выходе из сопла 2) для различных подводимых давлений рх при расстоянии
между срезами сопел h = 6 мм.
В соответствии с изменением в зависимости от нагрузки (давления р2)
расхода изменяется также и мощность N, достигая максимального значения
при определенной нагрузке. Кривые указанной зависимости мощности от1
давления (нагрузки) р2 для рассматриваемых условий приведены на рис. 151, г
(штриховые линии).'
Из сказанного следует, что нелинейность расхода в функции нагрузки
аналогична нелинейности, имеющей место при проливке при переменном
перепаде давления дросселей постоянного сечения. С увеличением расстояния
между соплами нелинейность расхода повышается. Очевидно, если приемное
сопло соединить с гидродвигателем (силовым цилиндром), то зависимость
выходной скорости штока последнего будет иметь вид этих кривых.
202

На рис. 151, в показана кривая нагрузочной характеристики сопел в
безразмерном виде при разных давлениях в питающем сопле (от 40 до 100 кГ/см2),
показывающая зависимость к. п. д. струйного элемента от безразмерного
параметра нагрузки
Pi
Испытания проведены с соплами следующих размеров: dnum = 1,03 мм
и dnpueM = 1,56 мм; расстояние между соплами h = 6 мм.
Усилители дискретного действия
Для распределения потоков жидкости применяются также струйные
усилители дискретного (прерывистого) действия, являющиеся по существу
некоторой конструктивной модификацией рассмотренного усилителя
пропорционального действия. В этом усилителе струя имеет лишь два
устойчивых положения (рис. 152).
Основным конструктивном
отличием последнего двух-
стабильного усилителя от
рассмотренного усилителя
пропорционального действия
является сближение боковых
стенок камеры е
взаимодействия струй, благодаря чему
обесцечивается возможность
«прилипания» струй к одной
из стенок этой камеры.
Усилитель этого типа
выполняется обычно плоскостным
(с прямоугольными каналами
и прямоугольной камерой
взаимодействия струй).
Принцип действия
дискретного струйного усилителя
основан на свойстве
пограничного СЛОЯ свободного ПО- Рис. 152. Принципиальная схема действия струйного
тока «прилипать» к приле- усилителя дискретного типа
гающей поверхности (эффект
Коанда), причем в этом прилипшем положении поток остается и после
прекращения действия управляющего сигнала, вызвавшего это прилипание.
Механизм «прилипания» можно иллюстрировать принципиальной схемой,
показанной на рис. 152, б и в. Соосное (центральное) оси канала положение
струи между стенками, образующими камеру смешения, показанное на
рис. 152, б, является неустойчивым, и струя под влиянием каких-либо даже
достаточно малых воздействий отклонится в одну из сторон (рис. 152, в).
При этом площадь сечения, через которую может проходить эжектируемый
поток с той стороны, в которую отклонился поток, уменьшится, а с
противоположной увеличится. В результате между струей и стенкой камеры
взаимодействия создастся вследствие эжекционного действия струи разделительная
циркуляционная зона с пониженным давлением, а также возникнет
поперечный градиент давлений, направленный в ту же сторону, что и первоначальное
отклонение струи, под действием которого происходит дальнейшее отклонение
струи.
Если вблизи отклонившейся струи с одной стороны окажется стенка,
поток со стороны этой стенки задерживается, что приведет к возникновению,
разности давления с обеих сторон струи: вблизи стенки образуется область
203

пониженного давления в потоке возмещающей жидкости, в результате чего
струя примкнет («прилипнет») к стенке. Если струя проходит вблизи
стенки, то она как бы притягивается к ней. При этом устанавливается
равновесие между силой, стремящейся выпрямить струю в первоначальном
направлении, и силой, возникающей в разделительной зоне Ь пониженного
давления, искривляющей траекторию частиц жидкости в струе по
направлению к стенке.
Переброс (переключение) струи от одной стенки к другой произойдет,
когда описанное равновесие будет нарушено, т. е. когда давление в
разделительной зоне Ь настолько возрастет, что произойдет отрыв струи от стенки.
Для этого необходимо подать в эту разделительную зону некоторое
количество жидкости под давлением, что будет достигнуто, если увеличить расход
из правого управляющего канала. Разделяющий вихрь при этом
увеличивается, и точка а прилипания струи смещается по направлению потока.
После того как эта точка переместится к концу стенки, струя оторвется от
правой стенки, перебросится на противоположную стенку й поступит во
второй выходной канал.
Переброс струи обусловлен тем, что через правое управляющее отверстие
поступает достаточная струям «чтобы восполнить убыль среды, отсасываемой
с правой стороны струи, тогда как с противоположной стороны рабочей среды
расходуется больше, чем ее поступает через управляющее отверстие. В
результате давление с левой стороны понизится и струя «прилипнет» к этой
стенке канала.
Ввиду направленности струи перетечки сигнальной струи из одного
входного канала в другой невелики, если только выходной канал полностью не
блокирован. Для того чтобы устранить это перетекание также и в случае
блокирования (перекрытия) питаемого выходного канала (при большой
нагрузке), применены боковые отверстия dx и d2, соединенные с атмосферой (р0),
через одно из которых струя в этом случае направляется в атмосферу, вместо
того чтобы перетекать в другой входной канал.
Выбором соответствующей конфигурации камеры е взаимодействия струй
и выходных каналов Ь и с (рис. 152, а), можно создать такой «запирающий
вихрь», который полностью устранит поворот потока из одного выходного
канала в другой при всех условиях их нагружения ^вплоть до полного их
перекрытия (поток будет вытекать в этом случае в атмосферу). Изменить
направление потока и отклонить его к противоположному выходному каналу
можно в этом случае лишь приложением противоположного по знаку
управляющего потока.
Опыт показывает, что при направлении потока, например в нагрузочный
(приемный) канал с, давление во втором нагрузочном канале Ь равно или
даже несколько ниже давления р0 окружающей среды, так что открытие или
закрытие канала Ь не будет оказывать влияния на расход и давление в
канале с. Коэффициент усиления по давлению при работе на глухую камеру
(при перекрытом выходном канале) достигал при испытании такого усилителя
на воде значения
Расход Qynp на управление для переключения рассматриваемого
дискретного усилителя при работе на воде практически не зависит от отношения p2/pi
и равен Qynp = (0,08-~0,09)QrtWm. Максимальное отношение расходов
выхода Qe и питания Qn:
f—0,9.
Чп
Интервал времени между подачей управляющего сигнала и появлением
выходного сигнала на втором выходе устройства (время реакции) зависит от
конструктивных особенностей и размеров этого устройства, а также от отно-
204

шения давлений управления рупр и питания рх. Для миниатюрных газовых
устройств это время не превышает 40—50 мксек, для воды и рабочих масел
гидросистем быстродействие (при Re = 1000) в 12—15 раз ниже, чем для газов.
Следящие струйные усилители пропорционального действия
Струйные усилители пропорционального действия применяют в качестве
распределительных устройств в гидроусилителях следящего типа.
Отклонение струи осуществляют в последнем случае (рис. 153, а) поворотом питающей
трубки (сопла) /, через которую подводится жидкость (питающий поток)
к приемным отверстиям с силового цилиндра 2. Трубка 1 шарнирным концом а
соединена с источником питания системы жидкостью, которая при выходе
из сопла b поступает в два расположенных рядом приемных отверстия с
распределительного блока силового цилиндра
2, каждое из которых соединено с
соответствующими полостями последнего.
Если сопло струйной трубки расположено
симметрично относительно отверстий с, то
давления в обеих полостях цилиндра 2 равны, и
его поршень находится в покое. При смещении
же трубки 1 относительно приемных отверстий
К двигателю
а
От
насоса
Рис. 153. Конструктивные схемы струйных гидроусилителей
давление в одной полости превысит давление в другой, в результате пор-
лень сместится в сторону. Для повышения скорости потока с целью уве-
шчения запаса кинетической энергии трубка обычно выполняется в виде
конического насадка (сопла) с углом 13—15°, угол расширения приемных
каналов 8—10°. В системах пневмоавтоматики давление обычно не превышает
I—10 кГ/'см2, однако в системах гидроавтоматики эти устройства во многих
:лучаях работают при давлениях 200 кГ/см2 и выше.
Обратная связь в схеме с фиксированным поршнем (рис. 153, а)
обеспечивается тем, что цилиндр 2 перемещается в сторону смещения трубки 1 до тех
юр, пока не восстановится нарушенная симметрия положения сопла отно-
:ительно приемных отверстий с. Рабочий ход исполнительного гидродвига-
^еля определяется в этом случае смещением трубки.
Ось трубки обычно располагается вертикально, благодаря чему реакция
:труи жидкости действует против сил тяжести, уменьшая силы трения в опо-
)ах трубки. %
Преимуществом струйного распределителя является то, что связь между
то звеньями осуществляется лишь струей жидкости, благодаря чему на
рубку не влияют рассмотренные выше неуравновешенные силы, действую-
цие в золотнике. Кроме того, этот распределитель отличается малой инер-
щеи и небольшим трением подвижных частей, что увеличивает чувствитель-
205

ность и быстродействие следящей системы. Распределитель этого типа
допускает до 100 переключений в секунду.
Зона нечувствительности системы со струйной трубкой обычно составляет
0,01—0,02 мм. Перестановочное усилие для перемещения трубки среднего
размера составляет 3—5 Г. Давление в исполнительном двигателе (в силовом
цилиндре) составляет около 90% входного давления (давления, подводимого
к трубке).
Энергетическим недостатком струйного гидроусилителя является то, что
при малых и нулевом сигналах управления он имеет большие потери расхода
питания. Нетрудно видеть (см. рис. 153, а), что при нейтральном положении
струйной трубки (при нулевом сигнале) эти потери расхода равны
максимальному расчетному расходу гидродвигателя. Максимальное значение к. п. д.
струйного усилителя не превышает г\тах = 0,35->-0,40. Ввиду этого струйные
элементы нашли применение главным образом в качестве первой ступени
.усиления в электрогидравлических усилителях с обратной связью.
Двухкаскадные струйные усилители
Применяют также двухкаскадные схемы, в которых первым каскадом
усиления служит струйная трубка 1 и вторым — плуйжер 2, управляемый
этой трубкой (рис. 153, б). Приемные отверстия в этой схеме выполнены на
поршне 3, связанном с плунжером 2 основного распределительного
золотника, благодаря чему последний «следит» за трубкой, которая, в свою очередь,
«следит».за входным сигналом.
Потеря мощности на управление со- /pt^v управление
ставляет в однокаскадной системе 15—
18% мощности, подведенной к
усилителю. В двухкаскадных схемах эта
потеря, отнесенная к выходной мощности
гидродвигателя, составляет ничтожные
доли этой мощности.
lltll
J
1
—
Рис. 154. Двухкаскадный струйный
усилитель с электромагнитным
управлением
Рис. 155. Струйный усилитель с
управлением по производной
В системах автоматики сигнал формируется в большинстве случаев
электромагнитным способом. Схема типового струйно-золотникового усилителя
^электромагнитным управлением представлена на рис. 154. Поворот трубки 1
осуществляется с помощью электромагнитов 2. Приемные сопла 3 связаны
с правой и левой полостями силового цилиндра основного золотника 4,
управляющего исполнительным гидродвигателем.
Струйный усилитель с управлением по производной
Для повышения устойчивости следящего привода применяют схемы серво-
золотника со струйным усилителем, управляемым по производной (рис. 155).
Жидкость из трубки (сопла) 2 направляется, не-непосредственно в гидроци-
206

шндр 6 привода основного золотника 7, а через цилиндр 4 так называемого
!зодрома (см. также рис. 145). В нейтральное положение поршень изодрома
устанавливается пружиной 8.
Допустим, что струйная трубка 2 под действием управляющего входного
:игнала и пружины 1 переместилась влево и жидкость начала поступать
з правую полость цилиндра 4 изодрома, смещая его поршень и вызывая по-
ггупление жидкости в цилиндр 6 основного золотника. До перестановки зо-
ютника 7 перепад давления на поршне изодрома, обусловленный сжатием
лружины 8, вызывает перетекание масла через дроссель 5 из правой полости
з левую. После того как этот поршень под действием пружины 8 возвратится
з нейтральное положение, жидкость, которая прошла через дроссель 5,
переместит поршень золотника, а следовательно, и сопло 2 в новое положение
(показано штриховыми линиями). Рычаг 3 является дополнительной обратной
:вязью.
Выбор рабочих параметров струйного усилителя
Отношение диаметра d0 приемных отверстий в распределительном блоке
(см. рис. 153, а) к диаметру dc выходного отверстия сопла обычно равно
djdc = 1,4.
Расстояние между срезом (торцом) сопла и приемными отверстиями в
распределительном блоке для гидравлических устройств обычно равно 4dc.
Диаметр приемных отверстий с в однокаскадных усилителях равен в
большинстве конструкций d0 = 2-f-2,5 мм и диаметр сопла dc = 1,5-~2 мм.
Расстояние между приемными отверстиями в большинстве конструкций
составляет 0,2—0,5 мм. При указанных соотношениях размеров сопло в
среднем (нейтральном) положении трубки не перекрывает приемных отверстий.
В некоторых же конструкциях принята зависимость
2d0 + s < ^.
Размер выходного отверстия сопла выбирают с учетом обеспечения
требуемой мощности устройства, причем в двухкаскадных устройствах размер
этого отверстия обычно не превышает 0,5 мм.

ГЛАВА V
схемы типовых
гидросистем,
их элементов
и основные
Расчеты
СХЕМЫ ТИПОВЫХ ГИДРОСИСТЕМ
Гидросистема состоит из источника энергии, каковым обычно является
насос, исполнительного механизма (силового цилиндра или гидромотора),
а также аппаратуры управления потоком жидкости и защиты системы от
перегрузок. В частности, обязательным для большинства гидросистем
аппаратом является распределитель жидкости, в функции которого входит обес-
, печение направления потока жидкости к рабочим полостям исполнительного
механизма. В сложных системах могут применяться несколько
исполнительных механизмов и источников энергии, а также автоматические устройства
для управления, регулирования и автоматического воздействия на закон
движения выходного звена гидродвигателя.
Системы любой сложности комплектуются из элементарных систем и их
комбинаций. Ввиду практической неограниченности возможных комбинаций
таких элементарных систем, из которых комплектуются более сложные
гидросистемы разнообразных машин и установок, ограничимся лишь описанием
наиболее типовых элементов схем и их комбинаций, которые применяются
практически во всех машинах.
На рис. 156 изображена типовая схема гидросистемы с регулируемым
насосом 3, приводимым во вращение электродвигателем М, с трехпозиционным
четырех ходовым распределителем (золотником) 2 с ручным управлением,
с помощью которого осуществляется реверс поршня силового цилиндра
(гидродвигателя) 1. В среднем положении распределителя 2 все его каналы
соединяются с баком 5, что соответствует холостому ходу (разгрузке) насоса
и «плавающему» состоянию поршня цилиндра. Насос 3 снабжен фильтром 4,
установленным на всасывающем трубопроводе, и предохранительным
клапаном 6.
На рис. 157 представлена схема гидросистемы с регулируемым дросселем,
установленным в линии подачи (на входе). В схеме предусмотрено соединение
полостей цилиндра (см. также рис.. 27, а, 28 и 45, г), для обеспечения чего
применен утапливаемый с помощью упоров 4 на штоке цилиндра (или связанной
с ним какой-либо детали) четырехходовой переключатель 5.
Система включает нерегулируемый насос 9 с предохранительным
клапаном 7, трехпозиционный четырехходовой распределитель 6 с ручным
управлением, регулируемый дроссель 2 и двухпозиционный переключатель 5 с при
водом от упора 4 движущегося штока силового цилиндра 3 и с установкой
в исходное (верхнее) положение под действием пружины.
208

В среднем положении распределителя б, представленного на рис. 157,
се его каналы соединены между собой и с баком, что соответствует разгрузке
асоса и «плаванию» поршня цилиндра.
Положение распределителя в левой его позиции (жидкость поступает
перекрещивающиеся каналы правого поля распределителя) соответствует
вижению поршня силового цилиндра
вправо (жидкость от насоса посту-
ает в левую полость), причем в этом
Рис. 156. Схема типовой
гидросистемы с регулируемым насосом
Рис. 157. Гидросистема с дроссельным
регулятором скорости
положении распределителя Ъ и утопленного переключателя 5 жидкость как
эт насоса, так и из нерабочей (правой) полости цилиндра 3 поступает
в левую его полость (рабочей площадью цилиндра в этом случае является
[тлощадь сечения штока), что соответствует ускоренному перемещению
поршня вправо (см. также рис. 28, а). После того как нажатие упора 4 на
переключатель 5 прекратится, он под действием пружины переместится
вверх и отсечет левую полость цилиндра 3 от
правой, соединив последнюю через
распределитель 5 с баком 8. В результате в левую полость
цилиндра 3 будет поступать лишь жидкость,
проходящая через регулируемый дроссель 2, что
соответствует регулируемому рабочему ходу поршня
цилиндра 3.
При установке распределителя 6 в правое
положение жидкость от насоса 9 поступает при не-
утопленном переключателе 5 в правую полость
цилиндра 3, осуществляя обратный ход поршня.
При этом жидкость, вытесняемая из левой
полости цилиндра 3, поступает через дроссель 2 и
обратный клапан 1 в бак.
При нажатии в этом случае на переключа-'
тель 5 канал насоса перекроется.
На рис. 158, а представлена схема
гидросистемы с силовым цилиндром 1 одностороннего
действия и регулируемым насосом 4. Гидросистема
управляется трехступенчатым двухпозиционным
распределителем 2 с ручным приводом. Для пре- Рис 158 г истема с си.
дохранения от перегрузок система снабжена предо- ловым ЦИЛиндром односто-
хранительным клапаном 3. роннего действия
209

В положении распределителя 2, представленном на рис. 158, а, жидкость
от насоса поступает в силовой цилиндр 1. Линия бака при этом перекрыта.
При перемещении распределителя в противоположное положение выходной
канал насоса 4 перекрывается, а цилиндр / соединяется с баком, в результате
поршень цилиндра под действием веса приводимого узла опускается вниз.
Скорость опускания регулируется с помощью дросселирования отводимой
жидкости распределителем 2.
При применении в последней схеме трехходового трехпозиционного
распределителя (рис. 158, б) можно обеспечить в среднем его положении
запирание жидкости в силовом цилиндре / (для удержания, например, груза в
поднятом положении) при одновременном соединении насоса 4 с баком.
Гидросистемы с двухступенчатым усилением
В автоматических системах распространены двухступенчатые
распределители, в которых задающее устройство воздействует на распределитель не
непосредственно, а через промежуточный вспомогательный распределитель
(пилот), благодаря чему можно
существенно снизить мощность сигнала (см. рис. 50).
щ
Рис. 159. Гидросистема с
двухступенчатым (пилотным)
распределением
Рис. 160. Гидросистема с двухступенчатым
(пилотным) распределением и ручной разгрузкой
насоса
Схема гидросистемы с сил9вым цилиндром 1, снабженная подобным
двухступенчатым распределителем, состоящим из основного 2 и вспомогательного 3
четырехходовых золотников, представлена на рис. 159. Система снабжена
регулируемым насосом 6, а также предохранительным 5 и обратным 4
клапанами. Основной трехпозиционный четырехходовой распределитель 2 с
отрицательным перекрытием каналов в среднем положении (см. также рис. 122, а)
управляется давлением рабочей жидкости с помощью вспомогательного
трехпозиционного четырехходового распределителя 3 с jpy4HbiM или иным
управлением. В среднем положении этого вспомогательного распределителя,
представленном на рис. 159, рабочие полости цилиндров сервопривода
основного распределителя 2 соединены между собой и с баком 7. В результате этот
распределитель устанавливается под действием пружин в среднее положение,
при котором все его каналы соединяются с баком, что соответствует разгрузке
(переводу в режим холостого хода) насоса.
210

Схема аналогичной системы представлена также на рис. 160. Система
снабжена нерегулируемым насосом 6 с ручной разгрузкой (переводом насоса на
холостой ход), осуществляемой с помощью двухступенчатого двухходового
распределителя (переключателя) 7. Реверсирование движения поршня
силового цилиндра 1 осуществляется с помощью упоров, установленных на его
штоке, воздействующих на четырехходовой двухпозиционный
распределитель 5, обеспечивающий переключение (реверсирование) основного четырех-
ходового двухпозиционного распределителя 3. Скорость переключения
распределителя 3 ограничена дросселями 2 и 4.
Гидросистемы непрерывного (колебательного) движения
В ряде случаев (в металлорежущих станках и пр.) требуется обеспечить
непрерывные (колебательные) прямолинейные или поворотные движения
исполнительного гидродвигателя.
Схема такой гидросистемы с гидродвигателем поворотного действия
(моментным гидроцилиндром) 4 приведена на рис. 161. Управление систе-
Рис. 161. Гидросистема, обеспечивающая
поворотно-колебательные движения
мой осуществляется автоматически действующим двухпозиционным
распределителем 2 и разгрузочными клапанами последовательного включения 6
и 11 с управлением с помощью давления жидкости, перепускаемой
предохранительными клапанами 5 и 7 в конце каждого хода поворотного поршня
цилиндра.
В положении аппаратов системы, представленном на рис. 161, жидкость
эт регулируемого насоса 1 поступает через двухпозиционный гидравлически
управляемый распределитель 2 и напорную магистраль 3 в цилиндр 4 и
удаляется из последнего в бак через магистраль 8. В конце каждого хода поршня
поворотного цилиндра 4 клапан 7 в результате повышения давления перепу-
:кает жидкость в линию 10 управления распределителем 2 и клапаном //,
перемещая их рабочие элементы. При этом клапан 11 соединяет линию
управления 9, связанную с верхней полостью распределителя 2, с баком в
результате чего распределитель 2 переключается, соединяя насос с магистралью S,
зедущей в противоположную полость цилиндра 4. При этом происходит реверс
последнего, причем в конце хода цилиндра вступают в действие в той же
последовательности предохранительный 5 и разгрузочный 6 клапаны,
обеспечивающие повторение реверса поршня цилиндра.
Рассмотренная схема применима также и для поворотных колебательных
движений цилиндра прямолинейного движения.
211

Гидросистемы с электромагнитным управлением
Широкому развитию гидроавтоматики способствовало применение в
распределительных и прочих командных гидравлических устройствах
электромагнитного (соленоидного) привода. Применяются системы с одним
(рис. 162, а) и двумя (рис. 162, б) электромагнитными приводами подвижного
элемента распределителя. Возвращение в исходное положений
распределителя в схеме на рис. 162, а осуществляется пружиной.
Управляющий электросигнал в системах с распределителем с
электромагнитным приводом обычно подается различными средствами на концевые
электропереключатели (например, на ограничители перемещения) 1
—
1
1 ^
АР3
1 ,
1
.1
v»(T
X
в)
№
X
nil
\
л
г)
Рис. 1б2. Гидросистемы с электрогидравлическим управлением
(рис. 162, а), устанавливаемые последовательно в электрической цепи пуска,
и выключением или воздействием рабочего давления на датчики (реле)
давления / (рис. 162, виг; электрические связи на схеме, как и на
последующих схемах, не показаны).
Схе^ла включения реле давления 1 в гидросистему приведена на рис. 162, в.
При повышении давления в гидросистеме сверх установленной величины
реле разрывает цепь питания электромагнита 2, в результате пружина
переводит распределитель в исходное положение. С помощью пружин происходит
установка распределителя в среднее положение и в схемах, представленных
на рис. 162, б и г.
Концевой выключатель часто комбинируется с реле давления (рис. 162, г).
Реверс движения поршня силового цилиндра в этой системе осуществляется
концевым переключателем 2, на который воздействует упор штока силового
цилиндра. Насос выключается (переводится на режим холостого хода) реле
давления У, разрывающим по окончании хода поршня электрическую цепь
питания магнитов распределителя 3, в результате он внутренними пружинами
устанавливается в среднее положение, в котором полости цилиндра
перекрываются (блокируются), а линия насоса соединяется с баком. На рис. 1-63
изображена принципиальная схема гидросистемы, в которой выключение
(разгрузка) насоса 4 осуществляется электромагнитным двухходовым
распределителем (байпасом) 3 по сигналам электрогидравлического реле.
212

Концевые электропереключатели 2 приводятся здесь в действие упорами
а штоке силового цилиндра / и плунжере распределительного золотника 6
ли с помощью реле давления 5, подключенного к линии нагнетания насоса.
Схема гидросистемы с Двумя насосами и силовыми цилиндрами, управляе-
ыми концевыми выключателями (ограничителями по положению) 12 и 11
реле давления 2 и 9, представлена на рис. 164. Система снабжена двумя
таренмыми насосами, один из которых (6) питает цилиндр 10, выполняющий
:помогательные функции (например, цилиндр механизма зажима изделия
станке), а второй (5) питает основной рабочий цилиндр /. В среднем поло-
:ении распределителя 3 и верхнем положении двухходового распределителя
байпаса) 8 с электромагнитным при-
эдом оба насоса соединены с баком.
При переключении распредели-
tnn 3 в одно из крайних положений
асос 6 подает жидкость в соответ-
гвующую полость цилиндра 10.
Рис. 163. Гидросистема с
выключением насоса
электрогидравлическим реле давления и концевыми
переключателями
Рис. 164. Гидросистема с
управлением с помощью концевых
выключателей и реле давления
конце хода поршня цилиндра 10 упор на его штоке воздействует на
включатель 11, с помощью которого включается цепь питания электро-
агнита распределителя 3, управляющего цилиндром 1. Поскольку дав-
ение в цилиндре 10 в конце хода возрастает, срабатывает реле давления 9,
эторое разрывает цепь питания электромагнита распределителя 8,
результате чего он под действием пружины устанавливается в положение
азгрузки насоса 6.
В конце же хода поршня цилиндра 1 шток его воздействует на
выключать 12, подающий сигнал соответствующему электромагнитному распреде-
ителю 3, осуществляющему реверс поршня цилиндра /. В конце обратного
*лево) хода поршня этого цилиндра давление повышается и срабатывает
гле давления 2, обесточивая электромагниты распределителя 3, который
эд действием пружин устанавливается в среднее положение,
соответствующе разгрузке насоса 5. Скорость прямого хода (хода вправо) цилиндра 1
ггулируется дросселем 4.
Одна из распространенных схем системы с управлением концевыми элек-
ровыключателями и электромагнитами приведена на рис. 165. Реверс поршня
ялового цилиндра /, а также включение и выключение регулируемого дрос-
^ля 5 осуществляются здесь двумя двухпозиционными двухходовыми рас-
ределителями 4 и 6, управляемыми концевыми переключателями 2 и 3 от
поров, установленных на штоке силового цилиндра. В положении этих рас-
213

пределителей, представленном на рис. 165, обе полости силового цилиндра J
соединены между собой через каналы распределителей 4 и 6, в результате
в левую полость цилиндра поступает как жидкость от насоса, так и жидкость
вытесняемая из правой полости этого цилиндра (см. также рис. 45, г). Это по
ложение распределителей соответствует ускоренному ходу поршня цилиндр*
вправо.
Скорость перемещения доршня и развиваемое им усилие определяютс*
площадью сечения штока.
При переключении
распределителя 6 в верхнее положение,
осуществляемом одним из концевых
переключателей £, левая полость
1
\
Рис. 165. Гидросистема с
электроуправлением от концевых
выключателей
Рис. 166. Гидросистема с
двухступенчатым электромагнитным управлением
и концевыми выключателями
цилиндра 1 соединяется с баком, в результате поршень цилиндра переме
щается влево. Скорость поршня и развиваемое им усилие определявши
площадью сечения цилиндра со стороны штока.
В некотором промежуточном положении штока его упор действует на кон
цевой переключатель 2, включающий электромагнит распределителя 4
который устанавливается в правое положение и перекрывает обводный канал
дросселя 5, в результате жидкость сможет удаляться из правой полости ци
линдра лишь через дроссель 5. Это положение распределителя 4 соответствую
регулируемому рабочему ходу поршня цилиндра, при котором он буде'
развивать то же усилие, что и в предыдущем случае, но скорость определится
регулировкой дросселя 5.
Электромагнитное управление имеет особые преимущества при использо
вании двухступенчатых распределительных устройств, в которых электро
магнит приводит в движение распределитель первой ступени усиление
(пилот). Ввиду того, что в этом случае может быть применен миниатюрны!
распределитель, мощность электросигнала для управления может быт]
снижена до ничтожно малого значения.
Схема гидросистемы, управляемой концевыми электро переключателям]
и двухступенчатым распределителем, представлена на рис. 166. Управлени)
движением поршня силового цилиндра ) осуществляется концевыми электро
выключателями 2, питающими электромагниты вспомогательного (пилотного
распределителя 4, управляющего основным распределителем 3 с гидравличе
ским переключением. Крайним позициям распределителя 4 соответствуе'
питание одной из полостей цилиндра /• При установке распределителя *
214

среднее положение, осуществляемое пружинами при обесточивании его
лектромагнитов, в среднее положение устанавливается также и основной
аспределитель 3, блокируя (запирая) при этом жидкость в обеих полостях
илового цилиндра / и фиксируя его поршень.
При включении электромагнита двухходового переключателя (распреде-
ителя) 7 линия гидравлического управления предохранительного клапана 5
эединяется с баком, в результате этот клапан превращается в переливной,
эединяющий насос 6 с баком (насос начинает работать в режиме холостого
ода).
Электрогидравлические системы с регулируемым насосом
К гидросистемам с двухступенчатым электрогидравлическим управле-
ием относится система с регулируемым реверсивным насосом, реверс кото-
ого осуществляется сервоприводом, управляемым электрогидравлическим
аспределителем. Подобная схема гидросистемы с реверсивным регулируемым
асосом 2 и гидравлическим управ-
ением производительностью по по-
ожению поршня 9 сервопривода
редставлена на рис. 167. Система
забжена вспомогательным насосом 5,
итающим систему регулирования
управления) подачи основного рабо-
*го насоса, а также осуществляю-
;им его подпитку. Сигнал на ревер-
^рование подачи насоса 2 посту-
ает от вспомогательного четырех-
эдового трехпозиционного распре-
^лителя 3 с электромагнитным
правлением, получающего электро-
ягнал от соответствующего команд-
ого устройства системы автоматики.
При реверсировании насоса 2
цновременно переключается двух-
эзиционный четырехходовой рас-
ределйтель 4 с гидравлическим
правлением на питание вспомога-
*льным насосом 5 соответствующей
:асывающей полости насоса 2.
Насос 2 снабжен предохранительными клапанами 7 и S, отрегулирован-
зши на требуемые давления при прямом и обратном ходах поршня цилинд-
а 1, а насос 5—предохранительным клапаном 6, отрегулированным на
давание, необходимое для обеспечения требований системы управления и
здпитки.
Гидросистемы с двумя спаренными насосами
В ряде машин, в частности в металлорежущих станках, распространены
семы с двумя спаренными насосами, один из которых (нерегулируемый)
аботает на низком давлении, требующемся для обеспечения ускоренных
злостых ходов, а второй (регулируемый) работает на высоком давлении,
ютветствующем рабочим ходам. ]
Упрощенная схема такой системы приведена на рис. 168. Ускоренное пере-
здение поршня обеспечивается суммарной подачей двух насосов высокого (2)
низкого (3) давлений. По окончании ускоренного перемещения насос 3
вручаю или автоматически по сигналу давления отключается (в рассматриваемой
:еме это отключение осуществляется с помощью открытия перекрывного
215
Рис. 167. Гидросистема с регулируемым
реверсивным насосом

крана 4 вручную), после чего питание цилиндра 1 обеспечивается одним нас
сом 2, который в большинстве схем выполняется регулируемым.
На рис. 169, а показана принципиальная схема подобной гидросистем
питания потребителей двумя спаренными насосами 5 и 6 с автоматически
переключением. До тех пор, пока давление в линии 3 потребителей не д(
стигнет заданного значения, на которое отрегулирована возвратная пружик
JS*
Рис. 168. Схема системы
с двумя спаренными
насосами высокого и низкого
давления
Рис.' 169. Схемы гидросистем с двумя спаренными
и газовым аккумулятором
насосам
двухходового распределителя (переключателя) /, каналы последнего буду
перекрыты, и в линию 3 поступает жидкость от обоих насосов. При заданно!
же давлении, определяемом характеристикой пружины переключателя /
насос низкого давления 6 автоматически переключится на бак, насос же .
с помощью обратного клапана 2 отсоединится от переключателя / и буде
Рис. 170. Схема
гидросистемы с двумя спаренными
насосами и силовым цилиндром
одностороннего действия
Рис. 171. Схема
гидросистемы с двумя
регулируемыми насосами
продолжать питание гидросистемы. Давление, развиваемое в этом случае
насосом 5, ограничено предохранительным клапаном 4.
Принципиальная схема подобной же гидросистемы представлена на
рис. 169, б. Эта схема отличается от рассмотренной выше тем, что отключение
насоса 6 низкого давления осуществляется электрогидравлическим реле
давления 7, подающим при заданном давлении сигнал на электромагнитный
переключатель /.
216

_L
J
\
1
1
Схема подобной системы с двумя спаренными насосами и односторонним
еловым цилиндром представлена на рис. 170. Насос 4 этой системы рассчи-
ш на работу при высоком, а насос 3 — при низком давлении. Система снаб-
;ена трехпозиционным трехходовым распределителем 6 с ручным управле-
ием и двумя клапанами, один из которых (5) является предохранительным
лапаном насоса 4 высокого давления, а второй (2), управляемый давлением
асоса 4, — разгрузочным клапаном, переключающим при заданном давле-
йи насос 3 низкого давления на режим холостого хода. До повышения давле-
яя до заданного значения цилиндр питается обоими насосами. При достиже-
т давления регулировки разгрузочного клапана 2 насос 3 автоматически
феключается на бак и дальнейшее питание цилиндра 1 осуществляется лишь
>гулируемым насосом 4 высокого давления. Для отключения в этом случае
icoca 4 от бака применен обратный клапан 7.
На рис. 171 представлена схема гидросистемы с двумя насосами перемен-
)й подачи с электроприводом 5, один из которых (4) низкого (большой по-
1чи), а второй (6) высокого (малой подачи) давления. Насосы снабжены
^ханизмами 7 управления подачи по давлению. В положении, представлен-
)м на рис. 171, насос 4 переключен на бак, а насос 6 питает левую полость
1лового цилиндра 1. При переключении электромагнитного распредели-
ля 2 во второе положение
юисходит реверс силового ци-
шдра /.
В левом положении распре-
:лителя 3 с баком соединен
icoc 6, а насос 4 питает через
определитель 2 силовой ци-
шдр /.
Питание одним насосом
двух гидродвигателей
с разными давлениями
На рис. 172 представлена
ема'гидросистемы с одним на-
сом 3 и двумя силовыми ци-
[ндрами / и б, один из которых
илиндр 6) рассчитан на работу при внешней нагрузке (давлении), зна-
тельно меньшей нагрузки второго цилиндра (/).
Для снижения давления в системе питания цилиндра 6 до требуемой вели-
ны применен редукционный клапан (см. рис. 72), установленный на входе
распределитель 5. Насос 3 снабжен предохранительным клапаном 2.
Гидросистемы с роторными гидродвигателями (гидромоторами) принци-
[ально не отличаются от гидросистем с силовыми цилиндрами. Регулирова-
ie скорости осуществляется дроссельным или объемным способом.
Системы дроссельного регулирования скорости
гидромотора
Приведенные выше сведения по дроссельному регулированию с сило-
ил цилиндром справедливы и для гидросистем (гидроприводов) с
гидроторами вращательного движения.
В последнем случае лишь следует учитывать некоторые специфические
обенности, связанные с возможностью возникновения больших сил инерции,
условленных высокими ускорениями вала гидромотора в переходных ре-
шах. Ускорения обычно контролируются специальными автоматическими
гулируемыми тормозными клапанами, устанавливаемыми на сливе
тора.
217
Рис. 172. Гидросистемы с двумя
силовыми цилиндрами,
питаемыми одним насосом

На рис. 173 представлена одна из схем дроссельного регулирования п
дромотора 2. Система питается насосом / постоянной подачи с регулирование
подачи переливным дифференциальным клапаном 6, управляемым в завис]
мости от сливного давления мотора (см. также рис. 114). На выходе из гидр<
мотора 2 установлены тормозной клапан 4 и регулируемый дроссель 5. Пр
повышении сопротивления дросселя 5, обусловленном повышением скорой
мотора, изменяется (увеличивается) сопротивление тормозного клапана
(плунжер клапана опускается вниз) и одновременно автоматически изм<
няется (уменьшается) давление настройки дифференциального предохраш
тельного клапана 6, установленного на выходе из насоса.
Помимо тормозного клапана на выходе из мотора установлен также пр<
дохранительный клапан 3, отрегулированный на давление более высокое, че
то, на которое отрегулирован тормозной клапан 4.
Рис. 173. Схема гидросистемы с
гидромотором, регулируемым
дифференциальным клапаном
Рис. 174. Схема гидросистемы
с гидромотором и дроссельным
регулированием
Схема более простой системы дроссельного регулирования (с насосом
достоянной подачи) представлена на рис. 174. Выходная скорость гидром(
тора 1 здесь изменяется регулируемым дросселем 2, установленным napaj
лельно с гидромотором. С помощью этого дросселя часть подачи насоса сбр;
сывается (отводится) в бак (см. также рис. 102, г).
Системы объемного регулирования скорости гидромотора
В связи с тем, что дроссельное регулирование рассматриваемых приводе
вращательного движения сопровождается, как и регулирование приводе
прямолинейного движения, потерей мощности, получают применение систем
объемного регулирования. Практически при мощностях порядка N j> 10 л. .
распространена система регулирования выходной скорости привода с испол)
зованием объемных насоса и гидромотора, один из которых или оба являютс
машинами с регулируемым рабочим объемом.
Реверс выходного вала гидромотора может быть осуществлен с помощь
распределительного устройства или реверса подачи насоса.
Гидросистема, в которой реверс гидромотора 3 осуществляется с помощь
распределителя 2, представлена на рис. 175, а. В схеме применен регулиру<
мый насос 1. В среднем положении распределителя 2 все каналы его соед!
няются с баком.
На рис. 175, б представлена схема гидросистемы с нереверсивным гидр<
мотором У, управляемым распределителем 3, в функции которого входит лип
включение и выключение этого гидромотора. В сливной магистрали гидр<
мотора 1 установлен тормозной предохранительный клапан 2, который авт<
матически включается при переводе распределителя 3 в положение, против*
положное представленному на рис. 175, б (при выключении питания гидре
мотора 1). В этом положении насос соединяется с баком, а движение гидромс
218 ' .

)ра затормаживается. Расчет давления тормозного клапана производится
з условия поглощения живой силы вращающихся частей гидромотора и при-
)единенной к нему массы нагрузки. В положении распределителя 3, пред-
гавленнОхМ на рис. 175, б, сливная магистраль гидромотора соединена с баком.
На рис. 176 представлена схема гидросистемы с реверсивным гидромото-
ж, управляемым при помощи распределителя 6. Система снабжена подпор-
dim клапаном 5, действующим при работе гидромотора в обоих направле-
дях. Для обеспечения этого в системе имеются два обратных клапана 4.
днная система применена для привода валков 1 прокатного стана. Привод
злков 1 осуществляется реверсивным
эршневым нерегулируемым гидромото-
эм 3 через шестеренную передачу 2.
Рис. 175. Гидросистемы с гидромоторами
и золотникозым управлением
Рис. 176. Гидросистема с
реверсивным гидромотором,
управляемым трехпозицион-
ным четырехходовым
распределителем
итание осуществляется поршневым насо-
)м. 7 регулируемой подачи, приводимым
) вращение электродвигателем 9. Реверс
щромотора 3 осуществляется четырехходовым трехпозиционным распре-
>лителем 6 с ручным управлением. Насос 7 снабжен предохранительным
тапаном 8. Частота вращения гидромотора в подобных схемах обычно
-1000 об/мин.
В гидросистемах автоматического управления с реверсивным гидромото-
)м широко применяются схемы с электромагнитным управлением.
Одна из таких схем, в которой предусмотрено также торможение гидро-
тгора в обоих направлениях, представлена на рис. 177. Для этого применены
1фференциальные клапаны 10 и 1, представляющие собой комбинацию
азгрузочного клапана с клапаном противодавления (торможения), управ-
земым давлением рвх на входе в гидромотор.
Реверс гидромотора 8 осуществляется четырехходовым трехпозиционным
(лотником 6 с электромагнитным управлением и возвратными пружинами,
ри включении распределителя на питание магистрали 3 жидкость под давле-
1ем рвх входа поступает по управляющей магистрали 11 к управляемому
1згрузочному клапану 10, удерживая его затвор в открытом положении, при
угором жидкость из гидромотора 8 поступает без сопротивления через маги-
фаль 9 в бак.
При выключении электромагнитов золотник 6 устанавливается
возвратами пружинами в среднее положение, в котором насос 4 соединяется с баком.
219

to
Рис. 177.
бак
Система с реверсивным гидромотором
и тормозными клапанами
8 этом случае насос работает лишь под небольшим (3,5 кГ/см2) давлением
создаваемым подпорным клапаном 5, необходимым для устранения подсоса
воздуха и кавитации. Поскольку это давление недостаточно для удержани*
затвора 13 разгрузочного клапана 10 в открытом положении, этот клапан дей
ствует как напорный (тормоз
ной) на выходе из гидромоторг
8, который в этом случае вслед
ствие инерции вращающихс*
его частей работает как насос
Сопротивление на выходе ш
гидромотора определяется регу
лировкой пружины 12 этоп
клапана. Контролируемое тор
можение при работе гидромо
тора 8 в противоположном на
правлении осуществляется <
помощью аналогичного клапан;
У, настройка которого произво
дится независимо от клапан;
10. Обратные клапаны 2 и \
служат для прямой циркуля
ции потока в обход клапано]
1 и 10.
В машиностроении распро
странение получили главны*
образом гидросистемы, скорост]
и реверс гидромоторов в которых осуществляется регулированием подач]
насоса и изменением ее направления (рис. 178, ф В этих системах приме
няются как нерегулируемые (рис. 178, я), так и регулируемые (рис. 178, б
гидромоторы. Применяют также
схемы с регулируемыми насосом
и гидромотором (рис. 178, в), при
применении которых расширяется
диапазон регулирования скорости,
а также возможность выбора
выходных характеристик привода по
крутящему моменту М и
мощности N (рис. 178).
Схема системы с регулируемым
реверсивным насосом 2,
приводимым в движение
электродвигателем 7, и реверсивным
нерегулируемым гидромотором 5
представлена на рис. 179, а. Система
снабжена предохранительным
клапаном 8 и обратными клапанами
9 и 3, обеспечивающими
соединение клапана 8 при реверсах насоса
с линией нагнетания. Для
подпитки всасывающих камер насоса
из бака 7 ^применены обратные клапаны 4 и 6, открывающиеся по
действием разности давления и вакуума в соответствующих линиях питг
ния насоса.
Более совершенной является система с закрытой циркуляцией, в которо,
подпитка всасывающей линии основного (рабочего) насоса 3 производите:
вспомогательным (подпиточным) насосом 1 (рис. 179, б), переливной клапан
которого отрегулирован на небольшое (3—5 кГ/см2) давление.
220
Мтеор у
Мтеор >
/
а* *
п
Nmeop
V
Рис. 178. Схемы регулирования гидропривод
вращательного движения

Благодаря применению подпитки всасывающей магистрали насоса под
делением обеспечивается надежное заполнение жидкостью его камер.
Теоретическую частоту вращения гидромотора вычисляют для этого слу-
ая из условия равенства объемов, описываемых рабочими элементами насоса
мотора (поршнями, зубьями, лопастями и пр.) в единицу времени
Qt. н = Qt.m или qHnH = дмпМу
Де Q?. н ^ Янпн и Qt.m^ Ямпм — объемы, описываемые рабочими
элементами насоса и гидромотора в минуту;
пн и пм — частота вращения насоса и гидромотора в об/мин;
Ян и Ям — рабочие объемы насоса и гидромотора (расчетная подача
за один оборот).
Рис. 179. Схемы с регулируемыми насосами и реверсивными гидромоторами
Отсюда теоретическая частота вращения мотора
пм =
-„ Ян
Ям
(63)
На основании выражений (63) и (61) можно написать для распростра-
:енных в гидросистемах поршневых насоса и мотора аксиально-поршневых
ипов
О дн tg vH DH &"hZk f 64)
M~~ Н Ям~~ н tgv* DMdlzM'
Из последнего выражения следует, что регулировать скорость выходного
ала привода (мотора) можно в том случае, если один из агрегатов (насос или
отор) регулируемый, причем, если регулируемым является насос, то теоре-
ячески можно получить частоту вращения мотора от нуля (соответствует
ч = 0) до максимального (соответствует qH = max) значения. При обеих
егулируемых машинах или хотя бы при одном регулируемом моторе теоре-
«ески можно получить частоту вращения мотора от нуля (соответствует
ч — 0) до бесконечно большого числа (соответствует qM ^ 0).
Регулирование выходной скорости привода поршневого типа осущест-
ляют изменением эксцентрицитета или угла наклона диска-(см. курс «Объем-
ые насосы и гидравлические двигатели»), которые у насоса могут умень-
[аться до нуля, а у гидромотора до некоторого минимального значения,
эсле которого механический к. п. д. гидромотора резко понижается, в ре-
/льтате гидромотор превращается в самотормозящуюся систему.
При регулировании выходной скорости вала мотора изменением рабочего
5ъема qH насоса при постоянном рабочем объеме qM мотора (см. рис. 178, а)
элучим [см. выражения (36)] при постоянном перепаде давления жид-
эсти переменную мощность Nmeop и постоянный крутящий момент Мг на
злу гидромотора (потерями пренебрегаем), а при регулировании рабочего
зъема мотора при постоянном рабочем объеме насоса (см. рис. 178, б) —
эстоянную мощность NT и переменный крутящий момент Мт.
В машиностроении преимущественно применяются приводы с регулируе-
ым насосом и нерегулируемым гидромотором. При использовании нерегул и-
221

руемых гидромоторов (с постоянным рабочим объемом) перепад давлени
прямо пропорционален крутящему моменту на выходном валу, возникающем
под действием приложенной к нему нагрузки, скорость же на выходном вал
пропорциональна подаче насоса.
При применении насоса и мотора с регулируемыми рабочими объемам
(см. рис. 178, в расширяется диапазон регулирования, а также возможност
выбора выходных характеристик привода по крутящим моментам, мощностя
и выходным скоростям. Расчетные момент и мощность в интервале частот]
вращения а гидромотора соответствуют регулированию рабочего o6t
ема насоса и в интервале Ъ — регулированию рабочего объема моторг
Если выходную скорость привода регулировать изменением регулируемы
параметров насоса и мотора, то теоретически подобный привод будет имет
неограниченный диапазон частот вращения — от бесконечно малой до бескс
нечно большой согласно выражению (63).
Однако если выходной вал мотора нагружен, то регулирование можно осу
ществить лишь в определенных пределах выходных скоростей, вне которы.
угловая скорость не будет изменяться пропорционально изменению регули
руемого параметра. Минимальным рабочим объемом мотора qM будет значение
при котором развиваемый им крутящий момент способен преодолеть как со
противление трения в моторе, так и нагрузку, приложенную к его валу.
В равной мере при некоторых малых рабочих объемах насоса qH враще
ние вала мотора может прекратиться из-за перетеканий жидкости из рабочи:
полостей насоса и мотора в нерабочие, а также из-за утечек ее в резервуар
Это наступит при таком значении регулируемого параметра насоса, при кото
ром объем, описываемый рабочими его элементами qH> за один оборот буде
равен утечкам жидкости при данном давлении или иначе, когда объемньн
к. п. д. насоса будет равен нулю».
Гидропривод вращательного действия постоянной скорости
Рассмотренный привод вращательного действия может быть также приме
нен и в тех случаях когда необходимо автоматически обеспечить постояннук
частоту вращения на его выходном валу при переменной частоте вращение
вала насоса. К подобным случаям, например, относится приведение во враще
Рис. 180. Гидроприводы постоянной скорости с центробежным регулятором
ние генераторов переменного тока самолетов, частоты вращения двигателей
которых могут изменяться в широком диапазоне (примерно 4 : 1) в зависимо
сти от условий полета.
Принципиальная схема типового гидропривода постоянной скорости ее
статическим центробежным регулятором подачи приведена на рис. 180, а.
Привод состоит из насоса 5, устанавливаемого на авиационном двигателе, и
гидромотора 2, выходной вал которого, соединенный с нагрузкой, приводит
222

э вращение центробежный регулятор. При изменении (рассогласовании)
ыходной скорости гидромотора связанный с ним центробежный регуля-
зр 1 (рис. 180, а и б) воздействует тем или иным способом на наклонную
[айбу насоса и изменяет угол у ее наклона, а следовательно, изменяет
одачу насоса. Практически в большинстве конструкций центробежный
егулятор перемещает при изменении частоты вращения мотора б(рис. 180, б)
лунжер распределительного золотника 2 системы управления (рис. 180, а
б), который, подавая жидкость в ту или иную полость гидромотора 3
еханизма регулирования (угла наклона шайбы 4) насоса 5 (рис. 180, б),
эсстанавливает рассогласование, поддерживая выходную частоту вращения
здромотора постоянной.
Обеспечение синхронности и последовательности
движения гидродвигателей
В практике часто требуется обеспечить синхронное движение двух и более
сполнительных механизмов.
Синхронизация движения выхода двух и более цилиндров осуществляется
большинстве случаев при помощи рассмотренных выше дроссель-
ых регуляторов (ограничителей) расхода. Принципиальная схема подоб-
ой системы приведена на рис. 181, а. Регулированием ограничителей (дрос-
эльных регуляторов) 2 и 3 представ-
яется возможным обеспечить прибли-
ительное равенство или заданное соот-
ошение скоростей штоков синхронизи-
уемых цилиндров 1 и 4,
Рис. 181. Системы с синхронным движением двух силовых цилиндров
При обратном ходе цилиндров жидкость проходит через обратные клапаны,
становленные в корпусе дроссельных регуляторов 2 и 3.
На рис. 181, б представлена схема системы с делением потока при помощи
егулятора 9 (делителя потока), в котором дроссели расположены в подвиж-
ом дроссельном плунжере 8. Система снабжена нерегулируемым насосом 5
фильтром 6 и предохранительным клапаном 4. Управление осуществляется
рехпозиционным четырехходовым распределителем 7 (см. рис. 81, г).
Обратный ход (движение поршней цилиндров 1 вниз) не регулируется, для
его система снабжена обратными клапанами 5, через которые поток жидко-
223

ста, вытесняемой из цилиндров 7, направляется в обход регулятора (делител
потока). Для отключения регулятора применен перекрывной кран 2.
Применяют также схемы синхронизации двух и более цилиндров путе
последовательного их включения. На рис. 182 представлена схема подобног
соединения двух цилиндров 1 и 2 с равными эффективными площадями обей
полостей. Цилиндры соединены так, что жидкость, вытесняемая из лево
полости цилиндра ), поступает в правую полость цилиндра 2 при положени
распределителя 3, показанном на рис. 182.
Допуская, что утечки жидкости отсутствуют и жидкость не сжимаема
получим при условии равенства площадей живых сечений цилиндров равны
скорости перемещения поршней, определяемые из выражения
где
QH — подача насоса;
vx и и2 — скорости перемещений поршне
цилиндров;
F± и F2 — площади сечений цилиндров.
Поскольку Ft = F2 имеем
Qh
01 = 7? = ^
Рис. 182. Система с
обеспечением синхронного движения
двух цилиндров путем
последовательного включения
Из этих выражений следует
i = Pi +
Скорости v± и v2 при данной подаче Q
определяются в этой схеме рабочей площады
сечения одного цилиндра, однако давление р
насоса при этом определяется суммарной на
грузкой обоих цилиндров (Рг + Я2), т. е
v перепады давлений на каждом из последовг
тельно расположенных устройств суммируются
Пренебрегая трением поршней и счита
сливное давление рс = 0, получим для двухци
линдровой системы
Рг = (Pl-p2)Fi; Pt
р j p
Pi = Рн = ~^р—" •
Распространен также способ обеспечения последовательности действи
гидродвигателей применением схем с согласующими гидроаппаратами
которые срабатывают по сигналам давления. Эти аппараты получил
название клапанов последовательности и представляют собой распреде
лительные гидроаппараты, предназначенные для пропускания потока рабоче
жидкости при достижении заданного давления в подводящей гидролинии
Подобная схема гидросистемы, в которой обеспечивается заданная последова
тельность действия двух силовых цилиндров (гидродвигателей), достигаема
специальным согласующим клапаном «3 последовательного включения, прел
ставлена на рис. 183, а. Подача жидкости в первый цилиндр / этой схемы прс
изводится непосредственно от распределителя (на схеме не показан), а во втс
рой цилиндр 2 — через согласующий клапан 3. После того как давление в ци
линдре 1 повысится по окончании рабочего хода поршня до значения, на коте
рое отрегулирована пружина согласующего клапана 3, плунжер его переме
стится и откроет канал а питания цилиндра 2.
На рис. 183, б приведена схема гидросистемы подобного же назначени:
с дросселем 3, установленным в линии питания первого цилиндра /. Последо
вательность действия силовых цилиндров 1 и 2 в этой схеме обеспечиваете:
тем, что в подводящем канале поддерживается благодаря наличию дросселя ,
перепад давления жидкости, под действием которого затвор согласующее
224

клапана 4 удерживается в правом положении, в котором перекрывает линию
питания второго цилиндра 2. После того как перепад давления на дросселе 3
в результате повышения давления в первом цилиндре / уменьшится, затвор
клапана 4 под действием увеличившегося давления откроет канал для протока
жидкости во второй цилиндр 2.
Рис. 183. Схемы обеспечения последовательного действия двух
, силовых цилиндров
Применяются схемы, в которых последовательность действия силовых
цилиндров обеспечивается механическим путем с помощью толкателей,
воздействующих на переключающие клапаны. Подобная гидросхема, в которой
последовательность движения обеспечивается как на прямом, так и на
обратном ходах силовых цилиндров 1 и 4, изображена на рис. 184. В положении
распределителя 5,
представленном на схеме, сначала
совершается рабочий ход первого
цилиндра / и лишь после того,
как в конце его хода упором на
штоке откроется согласующий
клапан 2, в движение приходит
поршень второго цилиндра 4.
При изменении направления
потока жидкости обратный ход
будет совершать сначала второй
цилиндр 4 и лишь в конце его
хода упором включится второй
согласующий клапан 5,
включающий подачу в первый
цилиндр 1.
Во многих случаях
требуется расположить распределители
Рис. 184. Схема обеспечения последовательного
действия двух цилиндров в обоих направлениях
в такой последовательности, чтобы один любой приведенный в действие
распределитель перекрывал поток жидкости во все остальные,
расположенные после него, т. е. чтобы исключить одновременную работу
нескольких распределителей и исполнительных механизмов.
В таких системах выходной канал первого золотника соединяется с
входным каналом второго и так далее. Схема подобной системы приведена на
рис. 185.
Полости питаемых силовых цилиндров (гидродвигателей) в средних
положениях распределителей могут быть либо блокированы (рис. 185, а), лР1бо
соединены между собой и баком (плавающее положение), как показано на
рис. 185, б. В последнем устройстве с силовым цилиндром одновременно
8 Т. М. Башта
225

может работать только один гидродвигатель, и лишь в системе, в которой
применены один или несколько роторных гидромоторов непрерывного
действия, одновременно могут работать несколько гидродвигателей (рис. 185, б).
Рис. 185. Схемы последовательных соединений гидродвигателей
Сливное давление такого двигателя может быть использовано как рабочее
давление последующего двигателя. Перепады давлений вдоль всей серии
действующих подобным образом устройств складываются.
Тепловой баланс гидросистемы /
Поскольку энергия,теряемая в гидросистеме, превращается в теплоту,
температура жидкости повышается и при известных условиях может достигнуть
недопустимых значений. При повышении температуры понижается вязкость
масла (см. стр. 15), что сопровождается повышением утечек и
прогрессирующим повышением температуры за счет потери энергии при утечках.
Помимо этого повышенные температуры нежелательны также вследствие
повышения при этом окисления масла, сопровождающегося дальнейшим
понижением вязкости и образованием смол и различных осадков (см. стр. 17).
Учитывая это, необходимо, чтобы в гидросистеме был установлен
соответствующий тепловой баланс, определяемый равенством притока и отвода
(эвакуации) теплоты. В тех случаях, когда температура масла превышает
допустимую, следует применять воздушное или водяное охлаждение. Практически
приемлемой температурой масла в гидросистеме является 50—60° С.
Приближенно можно считать, что в систему поступает в единицу времени
количество теплоты, эквивалентное разности полной (приводной) мощности
насоса и полезной мощности (эффективной мощности на валу гидромотора
или на штоке силового цилиндра). Если в течение какого-то отрезка времени
полезная работа не производится, то в теплоту превращается в единицу
времени вся приводная мощность насоса.
В соответствии с указанным теряемая в гидросистеме мощность
определится из выражения
Nnom = Nnod{l-4),
где NnOd — подводимая мощность (приводная мощность насоса);
т] — полный к. п. д. установки (системы).
Мощности Nnom эквивалентен поток теплоты (количество теплоты в
единицу времени)
А = Nnomk = Nnod (1 — т|) k,
где k — тепловой эквивалент механической энергии (для мощности 1 кет он
равен 860 ккал1чу для мощности 1 л. с. — 632,4 ккал/ч). В единицах СИ k = 1;
если N выражена в ваттах, то единица потока теплоты А — ватт (em).
Во многих случаях (при дроссельном регулировании) используемая
потребителями гидравлическая энергия практически близка к нулю, а
следовательно, вся работа гидравлической установки превращается в теплоту.
226

Повышение температуры жидкости при продавливании ее через дроссель-
-1ые щели можно приближенно определить, приравняв энергию, отдаваемую
вытекающей из щели жидкостью в объеме V, энергии, расходуемой на нагрев
кидкости этого объема (не учитывая, что часть выделившейся теплоты ухо-
Ц1Т из системы вследствие теплоотдачи):
V Др = VpcmM, (65)
где
Д/ = t
V — объем жидкости, протекающей через щель;
Ар — потеря (перепад) давления в щели;
р — плотность жидкости (для минеральных масел р =
= 900 кг/м3).
с — удельная теплоемкость жидкости [для масел с =
- 0,45 ккал/(кг-°С) = 1,9 кдж/(кг-К)]\
т — механический эквивалент теплоты (т = 427 кГ -м/ккал;
вСИт= 1);
tQ — повышение температуры жидкости;
у
здесь t и t0 — искомая и начальная температура жидкости.
Вода
Масло
Рис. 186. Водяные охладители жидкости гидросистем
Повышение температуры
Ар
рст
Приняв для распространенных минеральных масел р = 900 кГ/м3 и
: = 0,45 ккал1(кг-°С), выражение (65) можно привести к виду
Д* = 0,058 Ар,
^де Ар -— перепад давления в кГ/см2.
Из этого выражения следует, что при дросселировании масла под
давлением от 100 кГ/см2 до атмосферного температура его повышается за: один
проход через дроссель примерно на 6° С.
При известных режимах работы гидросистемы потребуется применить
зля обеспечения заданных температурных условий охлаждающие устройства,
которые применяются, как правило, при длительной работе гидроуста-
■ювок мощностью 20—30 л. с, хотя в ряде случаев эти устройства
применяются при меньших мощностях.
В большинстве охлаждающих устройств (теплообменников) гидросистем
з качестве охлаждающей среды используют воду или воздух, хотя приме-
1яются также и иные жидкости. Например, в самолетах в качестве охлаждаю-
цей среды используют топливо.
На рис. 186, а изображена схема простейшего водо-масляного радиатора,
федставляющего собой помещенный в водяной бак змеевик, по которому про-
тускаетря масло. Бак (кожух охладителя) снабжен системой перегородок,
трипаянных к трубе, которые создают циркуляцию воды и интенсивный отвод
теплоты.
Часто теплообменник в виде змеевика, по которому пропускается
охлаждающая Еода, встраивается в масляный бак гидросистемы.
227

Распространены также трубчатые (сотовые) холодильники (теплообмен
ники), состоящие из собранных в пучок прямых труб (сот), заключенны
в корпус (рис. 186, б).
Теплообменники устанавливают, как правило, в сливной магистрали
Необходимо исключить возможные забросы давления. в этой магистрали
которые могут разрушить теплообменники.
ЖИДКОСТНЫЕ МАГИСТРАЛИ И БАКИ
Подача жидкости под рабочим давлением от источника расхода (насоса
к потребителям гидравлической энергии (к исполнительным гидродвигателям
и отвод ее от последних под сливным давлением производится через жидко
стные магистрали, в качестве которых служат жесткие и эластичные металл и
ческие и неметаллические трубопроводы, а также каналы, выполненные в кор
пусах гидроагрегатов.
Принято называть участок трубопровода, соединяющий насос / с резервуа
ром (баком) 5, всасывающей магистралью (см. рис. 3, а); участок трубопровода
по которому жидкость от насоса / поступает в гидродвигатель 2 — напорног
(рабочей или нагнетательной) магистралью, и участок трубопровода, по кото
рому жидкость отводится из нерабочей полости гидродвигателя 2 в резер
вуар 5, — сливной магистралью. К напорной магистрали относятся также во
магистрали, находящиеся под рабочим давлением.
Расчет сечения трубопроводов
Расчет сечения трубопроводов (каналов) производят исходя из массовое
или объемного расхода жидкости через живое сечение канала. В соответстви)
с этим расход жидкости через данный трубопровод определяется площадью
его внутреннего сечения и средней скоростью и течения жидкости, которы
связаны соотношением
Q = fu; т = fup,
где Q и т — объемный и массовый расход жидкости;
р — плотность жидкости.
Расчет сечения прочих каналов гидроагрегатов, по которым течет жил
кость, производится на основе закона неразрывности потока (постоянств
расхода), согласно которому расходы в различных сечениях потока при уста
новившемся движении одинаковы:
или
«2 ~ h '
где MjHMg — средние скорости течения жидкости в сечения^ /х и /2 каналоЕ
При выборе скорости течения жидкости в трубопроводе руководствуютс
тем, что повышение ее приводит к увеличению сопротивления и соответст
венно потере мощности, а снижение — к увеличению массы трубопроводе
и арматуры, а также к неблагоприятным конструктивным решениям элемен
тов гидропривода.
Потеря давления в трубопроводе, являющаяся мерой его гидравличе
ского к. п. д., вызывается сопротивлением как самого прямолинейного уча
стка трубопровода, так и любыми местными сопротивлениями: изменениям]
сечений трубопроводов и его изгибами, а также наличием различных гидре
агрегатов.
На основании практики можно рекомендовать для трубопроводов напор
ных магистралей следующие скорости течения жидкости в зависимости о
давления:
Давление в кГ/см2 50 100 150 200
Скорость в м/сек 3,0 » 4,5 5,5 6,0
228

Для всасывающих трубопроводов самовсасывающих насосов скорость
жидкости выбирается 0,5—1,5 м/сек, причем меньшие значения принимают
для трубопроводов малого (10—20 мм) сечения. Скорость в трубопроводах
сливных магистралей обычно ограничивают 2—2,5 м/сек.
Однако во многих случаях, и в особенности при применении маловязких
жидкостей типа АМГ-10 и положительных температурах окружающей среды,
принимают скорости:
5—10 м/сек — для напорных и сливных магистралей;
2—3 м/сек — для всасывающих магистралей.
В отдельных случаях, в особенности при высоких рабочих давлениях,
применяют скорости до 30 м/сек.
В качестве трубопроводов гидросистем применяют бесшовные стальные
цилиндрические трубы и реже трубы из цветных металлов и различных
пластиков.
Расчет на продольный разрыв прямых тонкостенных трубопроводов,
нагруженных внутренним статическим давлением, при котором можно
пренебречь дополнительными напряжениями, возникающими вследствие
искажений цилиндричности (овальности) сечения трубопровода, может быть
произведен по формуле
*,=£, т
где ар — допустимое напряжение материала трубопровода при
растяжении (по окружности), которое обычно выбирается равным 30—
35% временного сопротивления материала трубопровода;
р — максимальное давление жидкости в кГ/см2;
d и s — наружный диаметр и толщина стенки трубы в см.
Под тонкостенными понимают трубопроводы, в которых отношение
наружного диаметра d к толщине s его стенки удовлетворяет условию
* = — ^ 16 или 5-<1,7,
s авн
где dm — внутренний диаметр сечения трубопровода.
Для трубопроводов с таким отношением диаметра к толщине стенки
(больше 16 : 1) допускают, что внешний диаметр равен внутреннему.
' При расчетах стальных трубопроводов временное сопротивление в кГ/см2
может быть принято по приведенным ниже данным:
Нержавеющая сталь С20 ЗОХГСА
3500 4100 12000
Толщину стенки с учетом возможного отклонения диаметра и толщины
стенки вычисляют по выражению
о _ Р (d + m)
S~ 2арп >
где т = 0,3 — отклонение по диаметру трубопровода в мм (ГОСТ 8734—58);
п = 0,9 — коэффициент, учитывающий отклонение по толщине стенки
трубопровода (ГОСТ 8734—58).
Для расчета толстостенного трубопровода (/ Г> 16), в котором напряжение
изменяется от максимального значения на внутренней стенке до
минимального на наружной стенке, применяют формулу Ляме:
d2 + 2s + 2s2 /л~
Минимальная толщина стенки для этого трубопровода
с d
2 \У ар-р
229

Усталостная прочность трубопроводов
Трубопроводы многих машин подвергаются одновременным нагрузкам
статического и динамического характера. К первым относятся рассмотренные
статические нагрузки, обусловленные внутренним давлением жидкости,
и нагрузки, развивающиеся при монтаже трубопровода, а также нагрузки,
возникающие в результате температурных деформаций трубопроводов и
элементов машины, к которым крепятся трубопроводы. Ко вторым относятся
нагрузки, возникающие при частотных деформациях (колебаниях),
трубопровода, обусловленные пульсацией давления жидкости, гидравлическими
ударами, а также колебаниями самих трубопроводов, вызываемыми
внутренними и внешними возмущениями. Напряжения, возникающие в материале
трубопровода, представляют сумму перечисленных составляющих.
Наиболее существенными из динамических нагрузок являются нагрузки,
вызываемые колебаниями (пульсацией) давления жидкости. Эти колебания
давления обусловлены кинема-
тикой и особенностями режима
работы насосов, а также гидрав-
лическими ударами, наблюдаю-
щимися при мгновенном
срабатывании различных клапанов.
При совпадении частот
импульсов давления и колебаний
столба жидкости в
трубопроводе в последнем может
возниРис. 187. Деформация трубопровода под
действием давления жидкости:
а — поперечная; б —осевая
кнуть внутренний резонанс,
при котором амплитуда
колебаний давления значительно
увеличится.
Частота со собственных колебаний столба жидкости, заполняющей отрезок
трубы длиной L, в общем случае может быть определена по выражению [7, 14 ]
(0==-
где
L =
а — скорость звука в жидкости, заполняющей трубопровод;
% длина волны пульсирующего давления;
/ — частота возмущений (импульсов давления).
Наблюдения показывают, что значительное число случаев усталостных
разрушений трубопроводов, и в особенности при пульсациях давления,
вызвано нарушением цилиндричности поперечного сечения (наличием
овальности) последних (рис. 187, а). В этом случае в отличие от трубопровода
круглого сечения, деформация которого происходит лишь за счет удлинения
периметра его сечения, овальное сечение стремится под действием внутреннего
давления жидкости к круглому сечению диаметром d, Хотя не все точки
периметра строго следуют этому закону. Ввиду этого в точках наибольшей
кривизны овального сечения возникают высокие напряжения, которые зависят
от сплющенности (овальности) поперечного сечения и характеризуются
отношением
где а и Ь — размеры малой и большой осей овала.
На основании данных испытания, а также опыта эксплуатации
установлено, что предельно допустимой овальностью для стальных трубопроводов
распространенного размера является k — "Т • 100 = (4 -^5)%.
На прочность трубопроводов влияет радиус его изгиба. Изогнутый трубЪ-
провод под действием сил давления жидкости стремится распрямиться
230

(рис. 187, б), в результате чего в месте максимальной его кривизны могут
возникнуть значительные напряжения, приводящие при частотных
колебаниях давления к усталостным разрушениям. Поскольку в зоне
максимальной кривизны обычно имеет место максимальная сплющенность (овальность)
сечения трубопровода, эта зона является наиболее вероятным местом
разрушения.
По данным опыта, на участках магистрали, работающих в условиях
высоких пульсирующих давлений, рекомендуется применять радиусы изгиба
R г> 3d, где d и R — внешний диаметр трубопровода и радиус изгиба его оси.
В общем случае допустимое напряжение, согласно выражениям (66) и (67),
для трубопроводов,работающих в условиях усталостных нагружений
пульсирующим давлением с амплитудой пульсации, приблизительно равной 40—
50% рабочего давления, должно быть снижено примерно в 2 раза в сравнении
с допустимым напряжением для трубопроводов, работающих в условиях
статического нагружения.
Резонансные колебаний? трубопроводов
Резонансные колебания могут возникнуть в результате вибраций и
относительного перемещения частей машины, к которым крепятся трубопроводы,
а также в результате воздействия на трубопровод рассмотренных выше
пульсирующих сил давления жидкости. Если один конец трубопровода будет
колебаться вследствие вибрации частей машины относительно другого с
частотой, равной частоте собственных колебаний рассматриваемого участка
трубопровода, то трубопровод может вступить в резонансные колебания, при
которых амплитуда колебаний средней части трубопровода может в десятки
и более раз превысить амплитуду возмущающих (возбуждающих) колебаний
концов трубопровода.
Возможность возникновения изгибных резонансных колебаний
изогнутого трубопровода обусловлена также тем, что трубопровод будет стремиться
под действием давления жидкости распрямиться (см. рис. 187, б), в
результате чего при пульсирующем давлении жидкости изогнутый участок
трубопровода может вступить в изгибные колебания.
Частота собственных колебаний какого-либо участка трубопровода
зависит от ряда факторов, и в частности от характера заделки его концов.
При жесткой заделке обоих концов, что соответствует распространенному
в практике способу крепления трубопроводов, частоту собственных
колебаний в гц прямолинейного трубопровода можно определить с учетом веса
заполняющей его жидкости по эмпирическому выражению
3,56 т/ ,
i==~U~ У G^
CD- ' - EJg
где L — расстояние между опорами;
Е — модуль упругости материала;
J — момент инерции сечения трубы;
GT и Ож — погонный вес трубопровода и жидкости.
Частота собственных колебаний трубопровода зависит от внутреннего
давления и скорости течения жидкости. С учетом влияния этих факторов
частота собственных колебаний в гц
Гкр
и2
где Р = pf + т ~к — давление жидкости в трубопроводе;
/ — площадь внутреннего сечения трубопровода;
т — линейная плотность,' т. е. масса единицы длины;
и — скорость течения жидкости в трубопроводе;
Р*р ~ г 2 критическая сила по Эйлеру.
231

Соединения труб
Для соединений тонкостенных труб небольших диаметров (до 30—35 мм)
в основном применяют арматуру под развальцовку труб пр наружному
конусу (рис. 188, а), которые в этом случае должны быть изготовлены из ковкогс
металла, допускающего развальцовку в холодном состоянии. Распространень
углы развальцовки от 30 до 90° (в СССР — 60°, в Англии — 30° и в США —
37°). .
Соединение с развальцовкой трубы отличается
простотой, но может быть рекомендовано для
стальных труб лишь при давлении 200—300 кГ/см2.
Для более высоких давлений (300—400 кГ/см2]
применяют циппельное (шаровое) соединение
(рис. 188, б). Герметичность этого соединения
обеспечивается контактом поверхности стального шарового
ниппеля с конической поверхностью штуцера.
Применяются также иные соединения труб [5].
Гибкие трубопроводы
Рис. 188. Типы
соединений труб:
а — развальцовкой; б—при
помощи ниппеля
В том случае, когда имеет место перемещение
двух, частей машины, к которым крепятся концы тру
бопровода, применяют соединения, допускающие
подобные перемещения. К подобным соединения*
относятся гибкие трубопроводы — резино-тканевьк
шланги, усиленные металлической оплеткой, и гибкие металлические рукава
Поскольку основой гибкого шланга в большинстве случаев являете;
резина, они пригодны лишь для температур до 135° С. Для работы же в уело
виях высоких и низких температур применяются гибкие трубопроводь
(рукава) с металлической гофрированной трубкой, с параллельные
(рис. 189, а) или спиральным (рис. 189, б) гофрами, заключенной для повыше
ния прочности и защиты от механических повреждений в одно или многослой
ную проволочную оплетку (рис. 189, в).
Металлические рукава изготовляют для работ в условиях температур о-
—200 до 540° С й для рабочих давлений при малых диаметрах сечения (окол(
6 мм) до 400 кГ/см2.
Пульсации давления и потери напора в рукавах
Волнистая форма проточной части гибкого металлического рукава обус
ловливает появление пульсаций, а также вызывает дополнительные потер!
напора. Первые вызываются тем, что протекающий по рукаву поток жидкосп
испытывает периодические расширения и сжатия, обусловленные вол ни
стостью проточной части канала (рукава). Частота / этих воздействий опре
деляется количеством гофров и временем т протекания через рукав жидкости
где / — длина гибкой части рукава;
t — шаг гофра.
Выразив время т через скорость иср течения жидкости
получим
иср
«ер
232

'Ср
ткуда следует, что частота пульсации растет с увеличением скорости #,
ечения жидкости и с уменьшением шага гофров t.
Пульсация жидкости лриводит при определенных условиях к появлению
родольного резонанса. Наблюдения показали, что при приближении к неко-
орому расходу жидкости (при увеличении иср) возникает звук высокого тона,
температура рукава на расстоянии 10—20 мм от выходного ниппеля резко
овышается. Через 2—3 мин в этих условиях рукав разрушается, причем
сследованием мест разрушения обнаружены кольцевые трещины усталост-
ого характера.
Расчет потерь давления производят в общем случае по выражению (14):
т и
■4-^ р.
(68)
Критическое Re, соответствующее переходу от ламинарного режима тече-
ия к турбулентному режиму, для этих рукавов равно Re = -^— = 1800 -г-
1-2000. Средняя скорость иср потока принимается исходя из условного диа-
етра d гофров в свету.
S) в)
Рис. 189. Гибкий металлический рукав
В области турбулентного режима течения Я, не зависит от Re, а опреде-
яется относительной волнистостью внутренней поверхности гибкой части
укава, выражаемой отношением hid, где h — средняя внутренняя высота
эфра и d — внутренний диаметр рукава (по внутренним вершинам гофра),
[роме того, гидравлическое сопротивление такого рукава зависит от геоме-
эического коэффициента т = zd, где z — число витков или гофров на 1 см
айны и d — внутренний диаметр рукава.
Для Re ^ 1800 коэффициент X в формуле (68) можно определить по эмпи-
ическому уравнению
0,4
zd.
Для вычислений Re принимается, что d — диаметр внутренней части гофра.
Для приближенных расчетов потерь напора в рукавах при турбулентном
ежиме (Re ^>2000) можно также пользоваться выражением (14), причем
оэффициент Я для этого случая вычисляется по формуле
% = 0,6Re-°>25.
Следовательно, коэффициент сопротивления X для рукавов приблизи-
^льно в 2 раза выше коэффициента сопротивления для гладкостенных труб.
Резервуары (баки) для жидкости
Под баком понимается накопитель рабочей жидкости, находящейся под
гмосферным или избыточным давлением, который может одновременно
элучать рабочую жидкость из сливной гидролинии и отдавать ее во всасы-
ающую гидролинию. Минимальная вместимость бака олределяется в основ-
233

ном изменением вместимости агрегатов гидросистемы, происходящим в прс
цессе работы. Иначе, вместимость бака должна быть достаточной для вмеще
ния всей рабочей жидкости, сливающейся из системы, и поддержания необ
ходимого уровня жидкости при выполнении рабочего цикла. Практическ
вместимость бака обычно выбирают равной 2—3-минутной подаче насоса
Бак должен быть сконструирован так, чтобы в нем обеспечивался отсто
жидкости. Для этого циркуляция жидкости в резервуарах должна быть све
дена к минимуму. Ввод жидкости в бак не должен вызывать вспенивания ]
завихрения ее. Для этого он должен быть расположен ниже уровня жидкости
в баке. На вводном канале (трубе) рекомендуется устанавливать сетчато
устройство (рис. 190, а) для дробления струи жидкости. Для устранения пот
дания в бак пыли вместе с воздухом, поступающим в него при изменения
Воздушный фильтр
Фильтр
Масле
Рис. 190. Схемы баков для рабочих жидкостей
уровня жидкости, дренажное отверстие должно быть снабжено воздушным
фильтрами, улавливающими пыль и влагу. Более совершенным способо;
предохранения бака от попадания пыли является применение наряду с филь
трами жидкостного пылеуловителя (рис. 190, б).
Сливные магистрали рекомендуется подсоединять к специальным отсека!
бака, удаленным от отсеков, соединенных со всасывающими магистралями
Это обеспечивается применением разделительных перегородок (рис. 190, а
с высотой, равной 2/3 высоты минимального уровня масла в баке.
Необходимо также следить за сохранением требуемого уровня жидкост]
в баке, так как понижение его вызовет интенсивную циркуляцию ее в баке, чт<
может привести к попаданию воздуха в жидкость извне.
При понижении в баке уровня жидкости в местах подключения всасываю
щего трубопровода может образоваться воронка (рис. 190, ё)у через которую
воздух будет попадать в насос. Образование воронки обусловлено вихрями
а также тем, что при некоторой высоте h столба жидкости под заборным отвер
стием гидростатическое давление р = yh у этого отверстия, создаваемое сило,
тяжести столба жидкости, становится столь малым, что не обеспечивает гори
зонтального смещения слоев жидкости к оси отверстия, требуемого для вое
пол нения подачи насоса*

ГЛАВА VI
УПЛОТНЕНИЕ
СОЕДИНЕНИЙ
ГИДРОСИСТЕМЫ
Герметичность — свойство конструкции не пропускать через себя
рабочую среду в количествах, превышающих предельно допустимые. Для этого
применяются различные уплотнительные средства, назначение которых
состоит в том, чтобы препятствовать утечке жидкости, находящейся под
некоторым избыточным давлением, через зазор в стыке двух неподвижных или
перемещающихся одна относительно другой жестких поверхностей, не
составляющих единого целого. Последнее достигается устранением зазора между
уплотняемыми поверхностями с помощью какого-либо мягкого эластичного мате-
V/////I////,
V////////////////////A
F С
\\\\\\\\\W<\
а)
б)
Рис. 191. Схемы, иллюстрирующие принцип действия Рис. 192. Схема бесконтактной
герметизирующих элементов герметизации плунжера
риала, помещаемого между ними (контактное уплотнение), что показано
на рис. 191, либо обеспечением малого зазора s между поверхностями
соединяемых деталей (например, бесконтактное уплотнение), что показано
на рис. 192.
Беззазорное соединение достигается каким-либо мягким эластичным
материалом, помещаемым между уплотняемыми поверхностями (рис. 191, а),
который под действием внешней силы F или сил давления жидкости
поджимается к этим поверхностям, создавая плотный контакт.
На рис. 191, б схематично показаны возможные каналы утечек в узле
уплотнения подвижного штока d, которые должны быть плотно перекрыты
мягким уплотнительным элементом с. (Очевидно, что наибольшую трудность
представит перекрытие канала а, т. е. герметизация стыка подвижного
соединения, ввиду чего к точности и чистоте обработки поверхностей,
образующих этот канал, предъявляются особо высокие требования. Герметизация
(перекрытие) каналов Ь, образованных мягким уплотнительным элементом и
неподвижными поверхностями узла, обеспечивается значительно проще, так
как здесь практически уплотнится неподвижное соединение. Утечки,
обусловленные проницаемостью (неплотностью) материала уплотнительного элемента,
устраняются применением для его изготовления материалов соответствующих
235

плотностей, в качестве которых в основном используются резина и резино-
подобные материалы.
Процесс герметизации резиновыми деталями осуществляется за счет
внедрения сжатой резины в неровности контактирующих с ней поверхностей;
при этом происходит заполнение резиной макро- и микроканалов
уплотняемой поверхности и перекрытие их.
УПЛОТНЕНИЕ НЕПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для устранения утечек жидкости через неподвижное соединение
добиваются устранения.различными средствами (преимущественно мягкими
прокладками) зазора между сопрягаемыми деталями, причем герметичность будет
достигнута, если точки контакта образуют замкнутую линию, а контактное
давление в нем превышает давление уплотняемой среды. Под контактным
давлением здесь понимают внешнее сжимающее усилие, приходящееся на
единицу площади
поверхности прокладки, которое
развивается при затяжке болтов
фланцевого соединения.
В некоторых
конструкциях герметичность
обеспечивается приработкой
деталей, однако поскольку
обеспечить такую точность, при
которой точки контакта
образуют замкнутую линию, этим
способом трудно, он
применяется лишь для внутренних
соединений, в которых
обеспечение полной
герметичности не требуется
(золотниковые пары, клапаны и пр.).
Некоторые способы
уплотнения неподвижных
соединений мягкими прокладками и
кольцами представлены на рис. 193. Для изготовления прокладок
применяют различные неметаллические и металлические эластичные материалы,
способные компенсировать при затяжке соединения неровности и другие
дефекты поверхностей уплотняемой пары.
Прокладки должны быть предохранены от выдавливания, для чего их
предпочтительно помещать в канавки, образующие замкнутые полости
(рис. 193, вне). В том случае, если эти средства не предусмотрены,
необходимо, чтобы сила трения прокладки о контактные поверхности была больше,
чем сила давления жидкости на ее боковую поверхность, что достигается
выбором толщины а и ширины Ъ прокладки (рис. 193, а и б).
Уплотнительные кольца с прямоугольным поперечным сечением,
изготовленные из эластичного материала, размещаются в канавках и
рассчитываются обычно на полное (с некоторым избытком) их заполнение (рис. 193, в
и е). Для этого поперечное сечение канавки выбирают на 30% меньше
поперечного сечения уплотнительного кольца (прокладки).
В тех случаях, когда требуется обеспечить точное осевое расположение
деталей соединения, а также необходимо разгрузить прокладку от усилий
затяжки болтов соединения, применяют фланцевое соединение, показанное
на рис. 193, г и д. Объем прокладки в этом случае должен быть несколько
меньше (на 10—15%) объема канавки, однако сечение ее в свободном
состоянии должно быть таким, чтобы при сборке происходило сдавливание .резины
236
Рис.
Герметизация неподвижных
стыков
соединений

по высоте на 20—25% в сравнении с размером в свободном состоянии (см.
также стр. 24).
Распространенным типом уплотнения неподвижных соединений является
также уплотнение кольцами круглого сечения.
УПЛОТНЕНИЕ ПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Уплотнения подвижных соединений можно разделить на две группы:
бесконтактные (щелевые) и контактные.
Под первыми понимаются уплотнения, в которых требуемая
герметичность обеспечивается гидравлическим сопротивлением щели, образованной
поверхностями уплотняемой пары (статические уплотнения). Такое уплот-
Рис. 194. Схемы уплотнений:
а — щелевого; б и в .—я щелевого и лабиринтного
Рис. 195. Герметизация набивками
нение, получившее название щелевого, представляет собой капиллярную
гладкую щель s (рис. 194, а), при соответствующей величине и длине которой
может быть создано с учетом облитерации щели приемлемое сопротивление
перетеканию жидкости.
Подобные бесконтактные соединения (уплотнения) применяются в тех
случаях, когда к уплотнениям не предъявляют требований обеспечения
полной герметичности
(например, для уменьшения
перетекания жидкости из одной
полости гидроагрегата с вы-
:оким давлением в другую
полость с меньшим
давлением).
Для повышения
сопротивления щели при высоких Re,.
юответствующих
турбулентному режиму течения
(преимущественно при газовых рабочих средах), на одной (рис. 194, б)
или обеих (рис. 194, в) поверхностях, образующих щель, выполняют лаби-
эинтные канавки, которые вследствие чередующегося изменения сечения
дели повышают при известных условиях ее сопротивление. Кроме того,
применение этих канавок на плунжерах золотников и клапанов способст-
зует разгрузке их от неуравновешенных радиальных сил давления
жидкости.
Из контактных уплотнений наиболее простыми являются сальниковые
забивки (рис. 195) из какого-либо мягкого материала а. При сдавливании
забивки нажимной буксой b набивочный материал течет в радиальном направ-
тении, образуя плотный контакт между камерой сальника и набивкой с одной
ггороны и подвижной деталью (штоком или валом) и набивкой — с другой.
Цля облегчения создания требующегося контакта сальника с уплотняемой
подвижной деталью торцовые поверхности камеры сальника обычно
выполняются под углом (конической формы).
Для компенсации износа и иных потерь объема набивочные сальники
требуют периодической подтяжки. Это достигается указанным сдавлива-
237

нием набивки при помощи болтов (рис. 195, а) или пружины (рис. 195, б),
Эти уплотнения применяют при небольших давлениях уплотняемой средь
(до 50 кПсм2).
Металлические поршневые кольца. В гидроагрегатах с прямолинейные
движением распространены уплотнения поршней и плунжеров с помощью
упругих разрезных поршневых металлических и пластмассовых колец. Схем*
действия уплотнения показана йа рис. 196. Кольцо из положения,
представленного на рис. 196, а, под действием давления жидкости перемещается в со
У///////////////А У////////////////
У///////////////. У///////////////,
а) ., 6)
ТТТ
6}
I
Рис. 196. Герметизация разрезными металлическими кольцами
с
-с»
ответствующее рабочее положение (рис. 196, б и в). Уплотняющий контакт
кольца с поверхностью (зеркалом) цилиндра создается пружинящим действией
(радиальной упругостью) кольца, развивающимся при монтажном обжатик
его, а также давлением жидкости на нижнюю поверхность (со стороны до
нышка канавки) кольца и в осевом направлении давлением уплотняемой
жидкости (рис. 196, бив).
Опыты показывают, что рассматриваемые кольца (при двух-трех кольцах
в уплотнительном узле) обеспечивают высокую (практически полную)
герметичность при давлении более 210 кГ/см'
и качественном изготовлении.
Кольца изготовляются из материала
обладающего достаточной упругостью v
антифрикционными свойствами. В част
ности, кольца изготовляются из серогс
чугуна, бронзы, текстолита, графита и
метал л ографитовой массы.
Применяют прямой (рис. 197, а), косо£
(рис. 197, б) и ступенчатый (рис. 197, в]
стыки (замки) колец. Прямой стык
применяют при низких давлениях (дс
50 кГ/см2)у косой (угол 60°) — при сред
них давлениях (50—200 кГ/см2) и
ступенчатый ,— при более высоких давле
ниях, а также при повышенных
требованиях к герметичности. В ступенчатом замке (см. рис. 197, в) стыкующиеся
ступенчатые концы кольца перекрывают друг друга, уменьшая стыковок
зазор. Часто одну из сопряженных поверхностей в замке выполняют
плоской (параллельной торцовой поверхности), а вторую — несколько
выпуклой (см. рис. 197, г), благодаря чему повышается удельное давление в стыке
колец под нагрузкой, способствующее повышению герметичности.
Величина стыкового зазора с + а кольца (см. рис. 197, а) в свободном егс
состоянии и величина с, на которую этот зазор уменьшится при монтаже
поршня с кольцом в цилиндр, определяют напряжение кольца как в сжатом
положении, так и при надевании его на поршень. Для практических
расчетов можно принять с == 3,4/, где t —радиальная толщина (высота) сечения
кольца.
238
а)
Рис. 197. Типы стыковых замков
уплотнительных металлических колец

Кроме того, вырез должен быть таким, чтобы у кольца, вставляемого
в цилиндр, в замке был сохранен зазор а, необходимый для компенсации
неточностей изготовления цилиндра и искажений его диаметра по ходу поршня.
Кольцо должно свободно перемещаться в канавке в осевом и радиальном
направлениях с тем, чтобы оно могло быть прижато к сопряженным с ним
поверхностям.
Манжетные уплотнения. Манжетой в общем случае называют упругое
фигурное в поперечном сечении кольцо (рис. 198) из резиновых смесей и их
комбинаций с различными
тканями, которое, будучи прижа- г- ~ ч ^—t ^
тым давлением рабочей среды
к стыкуемым деталям
уплотняемой пары, герметизирует
стык.
Первоначальный контакт
манжеты с уплотняемыми
поверхностями, обеспечивающий
герметизацию при нулевом и
малом давлении,
осуществляется за счет ее упругости,
получаемой в результате,
деформирования (сжатия) при монтаже в канавку (рис. 198, б). Для этого
ширина а раствора усов манжеты в свободном состоянии (рис. 198, а)
превышает глубину b канавки, в которую монтируется манжета, в
результате усы манжеты сжимаются (Ь < а), создавая плотный контакт по
концам. Плотность этого контакта повышается с увеличением давления
жидкости, которая расширяет борта манжеты, прижимая их к
уплотняемым поверхностям, создавая плотный контакт (рис. 198, в).
Рис. 198. Схема действия манжетного уплотнения:
а — манжета до монтажа: б — манжета в
смонтированном виде без давления жидкости: в — манжета под
давлением
Рис. 199. Типовые формы манжет
Наиболее распространены U-образные (рис. 199, а и б) и V-образные
(шевронные) манжеты (рис. 199, в). Для уплотнения при давлении рабочей
среды до 350 кГ1<*м2 обычно применяют U-образные манжеты и при давлении
до 500 кГ/см2 и выше — шевронные.
U-образные манжеты выполняют с закругленным (рис. 199, а) и плоским
(рис. 199, б) основанием.
Для сохранения формы манжету помещают при монтаже уплотнитель-
ного пакета между фасонными опорными 1 и распорными 2 кольцами (ман-
жетодержателями) из металла или текстолита (рис. 199, а).
Число манжет выбирают в зависимости от рабочего давления. Обычно
рекомендуется применять две-три манжеты и лишь в отдельных случаях
четыре. J
239

Мягкая
резина
Для улучшения плотности контакта применяют манжеты, в которых
пространство между раствором их губок заполнено мягкой резиной (рис. 200).
Шевронные манжеты (рис. 201) применяют главным образом для
уплотнения деталей с возвратно-поступательным и реже с вращательным
движением и выполняют в виде колец, собираемых в пакет по несколько (3—8) штук.
Опорные 3 и распорные / кольца
шевронных манжет 2 (рис. 201, а)
изготовляют с углами, превышающими на
5° угол губок манжет. Регулирование
затяжки манжет осуществляется
соответствующим подбором шайб 4 или
пружинами (рис. 201, б). При
применении пружин устраняется
необходимость ручной регулировки затяжки
уплотнения.
Опыт показывает, что уплотнение,
состоящее из шести — восьми манжет,
эффективно предотвращает утечку жидкости при давлениях до 400—
500 кГ/см*.
Уплотнения резиновыми кольцами прямоугольного сечения. Уплотнение
этого типа состоит из прямоугольного в поперечном сечении резинового
кольца, помещаемого в круговую канавку, выполненную в теле поршня
Прорезиненная
ткань
Рис. 200. Манжета с увеличенной упру>
гостью
а) б)
Рис. 201. Наборы (пакеты) шевронных манжет
или штока (рис. 202, а). Герметичность уплотнения при нулевом и малом
давлениях жидкости обеспечивается предварительным сжатием кольца при
монтаже. Для этого канавка выполняется такой, что кольцо при монтаже
получает некоторое радиальное обжатие, равное 0,1—0,2 мм. При подводе
жидкости под давлением р по одну из
сторон кольца оно смещается к
боковой стенке канавки в направлении
действия давления и, деформируясь
под дейстием этого давления, создает
плотный контакт по трем
разделительным поверхностям (рис. 202, б),
причем плотность этого контакта
увеличивается практически
пропорционально повышению давления
77777777/7/////
а)
Рис. 202. Схемы действия уплотнений
резиновыми кольцами прямоугольного сечения
ЖИДКОСТИ.
От давления жидкости зависят
трение и износ уплотнительных колец,
Последнее обусловлено тем, что при повышении давления увеличивается
выдавливание резины в зазор, а также происходит интенсивный износ кольца
в результате подрезания его острой кромкой канавки. Кольцо начинает
разрушаться обычно в месте, граничащем с зазором (участок k), так как
здесь помимо подрезания развивается максимальное напряжение материала
уплотнительного кольца при его деформировании.
240

Размеры колец и канавок в поршне выбирают такими, чтобы при монтаже
:олец в канавке (при нулевом обжатии) был сохранен боковой зазор, равный
,2—0,25 мм. Ширина 6, (рис. 202, а) кольца обычно равна 3—5 мм и
ысота h равна 5—8 мм.
Для устранения возможности выдавливания кольца в зазор уменьшают
адиальный зазор, а также увеличивают твердость резины. Поскольку
оследнее приводит к снижению ее эластичности и к потере упругости
ольца, в особенности при низких температурах, а следовательно, к потере
ерметичности уплотнения, применяют два кольца, расположенные одно
а) . 6)
Рис. 203. Типы уплотнений резиновыми кольцами
прямоугольного сечения
[ад другим (рис. 203, а). Внутреннее (нижнее) кольцо а изготовляют из
[ягкой резины (60—70 единиц по Шору), сохраняющей эластичность при
изких температурах, и внешнее Ь из более твердой резины (80—90 единиц
о Шору), способной противостоять давлению жидкости, стремящемуся
ыдаврпъ кольцо в зазор. Подобное уплотнение пригодно для работы с давле-
ием порядка 300 кГ/см2.
Для повышения плотности контакта резинового кольца с уплотняемой
юверхностью в канавку под кольцо часто подводится давление жидкости
рис. 203, б). В этом случае
[редставляется возможным
грименить кольца из резины
ысокой твердости (80—90
диниц по Шору) или фто-
опласта, благодаря чему
страняется опасность вы-
,авливания кольца в зазор,
(ольца а в этом случае по-
[ещаются в канавки без бо-
:ового зазора, между дном
анавки и кольцом предус-
[атривается небольшой радиальный зазор, способный компенсировать на-
ухание резины. Поджатие внутренних колец осуществляется давлением
течек жидкости через внешние уплотнения. Опыты с подобными
уплотнениями показывают, что они надежно работают при давлениях 350—
00 кГ/см2.
Уплотнения кольцами круглого сечения. В современной технике наи-
олее широко распространены уплотнения резиновыми кольцами круглого
ечения (рис. 204), принцип действия которых аналогичен принципу дей-
твия колец прямоугольного сечения. Эти кольца надежно и длительно
аботают при давлениях до 350 кГ/см2. При предохранении кольца от выдав-
ивания в зазор они применяются при давлениях 1000 кГ/см2 и в отдельных
лучаях при давлениях до 5000 кГ/см2.
Кольца круглого сечения применяются как в неподвижных, так в под-
ижных соединениях. Для размещения их применяются преимущественно
рямоугольные канавки. Поскольку резина практически несжимаема,
бъем канавки должен быть больше объема кольца на величину- возможного
241
в)
Рис. 204. Схемы уплотнений резиновым кольцом
круглого сечения

увеличения последнего в эксплуатации. Практически канавки под hi
обычно конструируются с расчетом на возможное набухание колец в рабоч<
жидкости в пределах 15% первоначального объема. В большинстве случае
размеры колец и канавок в поршне выбирают такими, чтобы при монтаж
кольца в канавке (при нулевом обжатии) был сохранен боковой заз(
(а — d) = 0,2-0,25 мм (рис. 204, а).
Для обеспечения требуемого монтажного сжатия кольца (контактно;
напряжения) диаметр d поперечного его сечения в свободном состоянии
глубину Ъ канавки (рис. 204, а и б) выбирают такими, чтобы кольцо, пом
щенное в канавку между уплотняемыми поверхностями, было обжато i
поперечному сечению на величину k = d — b. Уплотнение оцениваете
коэффициентом предварительного (монтажного) диаметрального сжат*
сечения кольца в радиальном напра
лении
w = •
d — Ь
100%.
Рис. 205. Уплотнение резиновыми
кольцами с защитными проставками
Обжатие колец в канавке в обще
случае выбирается равным до = 9-7-139''
Указанным предварительным еж
тием кольца создается герметичное!
соединений при нулевом и малс
давлении жидкости. При наличии и
давления кольцо под его действие?
внешней стороны канавки, создает плотный контаь
поверхностями (рис. 204, в).
деформируясь у
с уплотняемыми
Чистота обработки поверхностей деталей, с которыми контактирует упло1
нительное кольцо подвижного соединения, доводится с целью уменьшена
трения до V 9—10.
Уплотнительное кольцо круглого сечения деформируется под действие
давления жидкости и при соответствующих условиях, определяемых давл<
нием жидкости, твердостью резины и величиной уплотняемого зазора, може
быть выдавлено в зазор между уплотняемыми поверхностями (рис. 204, в
Указанное выдавливание кольца в зазор является, как и для колец npj
моугольного сечения, основной причиной его разрушения. При выдавлив<
нии кольца в зазор острый угол кромки а канавки врезается в кольцо, ра:
рушая его поверхность (рис. 204, в).
Для устранения выдавливания кольца в зазор размер последнего долже
быть настолько малым, насколько это позволяют технологические во-
можности.
Для предохранения уплотнительных колец от выдавливания в зазо
применяются защитные кольца, помещаемые с одной или по обеим сторона
уплотнительного кольца (рис. 205, а и б). Защитные кольца рекомендуете
применять при давлениях более 100 кГ/см2.
При использовании защитных колец резиновые уплотнительные кольи
круглого сечения могут быть применены при давлении порядка 1000 кГ/сл
и выше. Однако защитные кольца (особенно кожаные) значительно повь
шают (в 2—3 раза) трение уплотнительного узла.
Защитные кольца могут быть изготовлены из любого эластичного мак
риала, обладающего достаточной жесткостью, чтобы противодействовать вь
давливанию его давлением жидкости в зазор. Наиболее распространен]
кольца из кожи, твердой резины, фторопласта, текстолита и пр.
Расчеты колец и канавок. В гидросистемах машин в основном применяю
прямоугольные канавки (см. рис. 204, а), размеры которых должны быт
выбраны таким образом, чтобы при наихудшем сочетании отклонений в pas
мерах сопрягаемых деталей было обеспечено минимальное монтажное ежа
тие кольца. Глубина канавки, в которую помещают кольцо, вместе с зазорог
242

между уплотняемыми поверхностями должна Оыть меньше диаметра d
поперечного сечения свободного кольца на величину k, значение которой
определяет величину предварительного сжатия кольца. Для подвижных
соединений с кольцами, имеющими диаметр поперечного сечения 2 мм, величина k
должна быть приблизительно равна 10% диаметра сечения и для колец с
диаметром 2—6 мм она равна 10—6% диаметра сечения. Для уплотнений
неподвижных соединений предварительное сжатие может быть увеличено,
в соответствии с чем величина k может, если это допускается условиями
монтажа, составлять 15—20% диаметра поперечного сечения кольца.
С учетом допусков на размеры деталей фактическое сжатие кольца может
быть меньше расчетного. Фактическое сжатие кольца с учетом изменения
линейных размеров
где dm[n — минимальный диаметр сечения уплотнительного кольца с учетом
возможных производственных отклонений;
бщах — максимальная глубина канавки под кольцо.
Ширина канавки должна быть примерно на 20—25% больше диаметра d
поперечного сечения кольца в свободном его состоянии или равна ширине
кольца в обжатом состоянии.
УПЛОТНЕНИЕ ВРАЩАЮЩИХСЯ ВАЛОВ
Уплотнение (герметизация) вращающихся валов осуществляется двумя
способами: по окружности вала (радиальное уплотнение) и по торцовым
поверхностям (торцовое или механическое уплотнение). Оба способа
уплотнений построены на контактном принципе.
Уплотнения радиального типа. В машиностроении получили
распространение уплотнения радиального (манжетного) типа (рис. 206). Для
изготовления манжет используют резину, резиноподобные материалы и реже —
кожу.
Рис. 206. Манжеты для уплотнений вращающихся валов
На рис. 206, а и б представлены конструктивные схемы типовых манжет
из резины и на рис. 206, в — из кожи. Уплотнения с резиновыми манжетами
(рис. 206, а и в) отличаются друг от друга местом расположения
металлического каркаса (кольца жесткости) /, служащего для увеличения
жесткости манжет 2. Каркас располагается с внешней (рис. 206, а) и внутренней
(рис. 206, б) стороны манжет, а также заделывается внутрь манжеты. Каркас
обычно соединяется с манжетой вулканизацией.
Особенностью работы уплотнений вращающихся валов является то, что
контакт уплотнительной манжеты с поверхностью уплотняемого вала
происходит по небольшой поверхности, вследствие чего на этой поверхности
и контактирующей с ней уплотняющей кромке манжеты развиваются высокие
температуры. Ввиду того, что с повышением давления уплотняемой среды
контактное давление и трение растут, рассматриваемые уплотнительные
манжеты применяются при давлениях жидкости перед уплотнением не выше
1—2 кГ1смК
243

\
\
ш
W
У
$
а
Ось вала
Ось манжеты
Рис. 207. Схема установки манжеты на вал
Манжета должна устанавливаться на вал с натяжением, которое достк
гается тем, что диаметр dM отверстия в манжете в свободном состоянии вь
бирается меньше диаметра de вала (рис. 207, а). В практике размеры ма^
жеты выбирают с таким расчетом, чтобы при монтаже ее на вал внутренни
диаметр уплотняющих губ был увеличен на 5—8%.
Для обеспечения надежного контакта кольца с валом применяют jxonoi
нительное прижатие манжеты, которое осуществляется с помощью спираль
ной (браслетной) пружины 3 (см. рис. 206', а и б). Внутренний диаметр кольц
пружины в свободном состоянии обычно примерно на 2 мм меньше рабочег
диаметра канавки на манжете под пружину, равного диаметру de вала плю
удвоенная толщина манжеты. При расчетах исходят из того, чтобы при
минимальном диаметре demln валг
максимальной толщине sm£
манжеты и максимальном внут
реннем диаметре dOmax кольц
пружины было обеспечено рас
тяжение пружины не менее че!
на 1 мм на диаметре:
^в mln \ ^smax "0 max ^ * •
При радиальном биени,
уплотняемого вала герметич
ность уплотнения неизбежна
нарушается. Это обусловлен!
тем, что для сохранения плот
ности контакта манжеты с валот
необходимо обеспечить непре
рывное сопряжение кромю
манжеты с поверхностью вала при его вращении. Из схемы, приведен
ной на рис. 207, б, видно, что при эксцентричном расположении oci
вращения вала относительно геометрической его оси вал совершает круго
вращательное движение с амплитудой, равной эксцентрицитету е. При это?
точки соприкосновения кромки манжеты с валом совершают в результат
эксцентричности оси вращения вала движение по овальной (эллиптической
траектории. Если кромка манжеты не успевает в результате действия си,
инерции и трения, а также недостаточной упругости уплотнительного эле
мента следовать («следить») за поверхностью вала, то между нею и вало^
образуется зазор s, мгновенное положение которого будет меняться за каж
дый оборот вала на 360°. Возможность образования такого зазора и ег<
размер определяются эксцентрицитетом е и особенно частотой вращенш
вала.
Уплотнения кольцами круглого сечения. Для уплотнения вращающихс5
валов могут быть применены также кольца круглого сечения, однако прр
установке этих колец по обычной схеме (под прямым углом к оси вращенш
вала) они могут применяться лишь при небольших окружных скоростям
(до 2,5 м/сек) и радиальном сжатии кольца w не более 5—6%.
Эти ограничения обусловлены тем, что на контактной поверхности этю
колец развиваются недопустимо высокие температуры, вызывающие быстрый
выход уплотнения из строя.
Снизить трение и облегчить условия работы можно установкой коле1
под некоторым углом (рис. 208) к плоскости, перпендикулярной к оси вала
благодаря чему значительно улучшаются смазка трущихся поверхностей
и условия отвода от них теплоты. Смазка в этом случае поступает в зону
контакта принудительно и при каждом обороте вала обновляется. Кроме того,
при наклонном расположении кольца зона трения не ограничена узкой
полоской контакта, а как бы размазывается кольцом в его относительном
движении, в результате кольцо охватывает более широкий участок поверхности
244

эащающегося вала, благодаря чему значительно улучшается отвод теплоты
г поверхности трения.
Уплотнения торцового типа. В связи с повышением требований к уплот-
5ниям вращающихся валов (работа при высоких давлениях и оборотах вала
эй высоких температурах) возникла необходимость в изыскании новых
[ем, отвечающих этим условиям.
Наиболее полно этим требованиям отвечают уплотнения торцового типа
>ис. 209), в которых движущаяся уплотняющая поверхность контактирует
внешней поверхностью вала в плоскости, перпендикулярной к оси вала,
ги уплотнения обеспечивают высокую, практически
элную герметичность и большой срок службы,
также отличаются относительно малыми потерями
ощности на трение. Уплотнения могут применять-
! при окружных скоростях уплотняемого узла до
) м/сек и давлениях уплотняемой среды до 400 кГ/см*.
Торцовое уплотнение (рис. 209) состоит из пру-
ины 1У ушютнительного кольца 2, изготовленного
з мягкого антифрикционного материала, и контак-
трующего с ним по торцу металлического опор-
эго кольца (буксы) 4 высокой твердости. Уплот-
етельное кольцо герметично соединяется либо
вращающимся валом, либо с неподвижным кор-
/сом. Опорное кольцо в первом случае размещает-
i в корпусе и во втором — на вращающемся
шу. При этом одно из колец должно свободно
фемещаться вдоль оси. Благодаря этому оно пружиной / может быть
зижато ко второму кольцу. С помощью пружины создается предваритель-
эе контактное давление на поверхностях колец, достаточное для предот-
эащения утечек жидкости при нулевом или близких к нему давлениях
абочей среды. По мере увеличения давления к усилию пружины 1 добав-
Рис. 208. Герметизация
вращающихся валов
резиновым кольцом круглого
сечения
Рис. 209. Схема торцового уплотнения
Рис. 210. Схемы торцовых
уплотнений с сильфонами
яется усилие неуравновешенного давления жидкости в камере со стороны
эужины, благодаря чему контактное давление (удельная нагрузка) сколь^
щей пары будет повышаться пропорционально увеличению этого давления.
Уплотнение радиальной щели между подвижным элементом (кольцом) 2
корпусом осуществляется круглым резиновым кольцом 3 (рис. 209) или
ными уплотнительными кольцами и манжетами, а также сильфонами
)ис. 210, а и б).
Надежность работы рассматриваемых уплотняющих устройств в первую
1ередь зависит при всех прочих равных условиях от правильного соотно-
ения площади контактной поверхности колец F и площади /, ,на которую
шствует давление жидкости, нагружающее подвижный элемент (кольцо)
245

уплотнения, а также частично от усилия пружины, первоначально нагрч
жающей этот элемент.
Для снижения контактного давления площадь
на которую действует давление жидкости, прижимающее подвижное кольи
к неподвижному, выбирается меньше площади
на которой происходит контакт пары (см. рис. 209).
Правильным подбором отношения
k- f
* — —>
которое называется коэффициентом уравновешивания уплотнения, можь
получить контактное давление колец значительно ниже давления рабоче
среды.
Допуская, что непосредственный контакт поверхностей скользящей пар
отсутствует (действующие силы уравновешены) и течение жидкости в зазо{
подчиняется гидродинамическому закону, условие равновесия осевых с^
приложенных к подвижному в осевом направлении элементу 2, будет име-
вид
PcpF = Apf±T-Pnp^07 (6
где рср — среднее давление жидкости в зазоре между прилегав
щими поверхностями колец;
—^——i площадь прилегающих поверхностей;
= Pi — Рг — перепад давления между уплотняемой средой и полость
низкого давления (при условии, что полость низко1
давления соединена с атмосферой, А/? = рг)\
(\4)
j- — _—i площадь, на которую действует давление жидкост]
прижимающее подвижный элемент пары к неподви/3
ному;
Т — сила трения подвижного элемента;
Рпр — усилие затяжки пружины.
Ввиду того что в правильно сконструированном уплотнении сумма Т •
+ Рпр обычно не превышает 5—8% осевого усилия давления жидкост
действующего на подвижный элемент, в расчетах ею обычно пренебрегаю
При этом допущении уравнение (69) примет вид
Pep-
или
pop 4-4
Рг d\-d\'
Допуская далее, что распределение давления жидкости в зазоре в р,
диальном направлении по ширине
246

уплотняющей поверхности (пояска) будет линейным, что будет справедливо
при условии параллельности поверхностей, образующих зазор, можно
принять
В соответствии с этим равновесие сил давления жидкости на уплотни-
тельное кольцо с учетом указанного расклинивающего действия жидкости
при линейном распределении давления в зазоре наступит при условии
где k — коэффициент уравновешивания (разгрузки).
При этом коэффициенте k уравновешивания плотность контакта,
требуемая для сохранения герметичности, достигается лишь действием усилия
натяжения пружины 1.
Поскольку распределение давления в зазоре по радиусу может быть
нелинейным, коэффициент уравновешивания обычно выбирают k = 0,6, так как
в противном случае усилие давления жидкости в зазоре может превысить
усилие прижатия колец и уплотнение «раскроется».
При принятом условии k > 0,5 появится избыточная сила,
прижимающая подвижное кольцо к неподвижному.
Герметичность торцового уплотнения больше, чем иных уплотнений,
зависит от точности изготовления и качества скользящих поверхностей.
Наиболее важное значение, и в особенности при высоких скоростях
скольжения, имеет соблюдение перпендикулярности герметизирующей плоскости
к оси вращения вала.
Допустимое торцовое биение зависит от скорости, что обусловлено тем,
что если при малых оборотах подвижное в осевом направлении кольцо может
полностью или частично компенсировать некоторые нарушения
перпендикулярности поверхностей контакта к оси вращения, то при больших
частотах вращения в минуту эта компенсация из-за действия сил инерции станет
невозможной, и кольцо в результате образовавшегося клиновидного зазора
потеряет плотность контакта, т. е. при некотором торцовом биении
ориентирующееся кольцо как бы «подпрыгивает», сохраняя контакт с опорным
кольцом не по всей поверхности, а лишь в одной точке.
Большое влияние на герметичность уплотнения оказывает плоскостность
контактирующих (рабочих) поверхностей колец, отклонение от которой как
при изготовлении, так и в эксплуатации не должно превышать 1—0,5 мкм
на радиусе 50 мм. Наиболее рациональной является чистота обработки
рабочих поверхностей уплотнительных колец по требованиям V Ю.
Приведенные выше требования минимальности торцового биения и
параллельности рабочих поверхностей частично могут быть снижены при
применении уплотнений со сферическими (см. рис. 210, б) кольцами.
Для-изготовления деталей торцового уплотнения используют материалы,
применяемые в подшипниках и подпятниках скольжения. В частности,
распространена пара из бронзового и чугунного уплотнительных колец и
стального опорного кольца (буксы) с цементованной поверхностью.

ГЛАВА VII
ОЧИСТКА
(ФИЛЬТРАЦИЯ)
РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
Загрязнение жидкостей различными примесями снижает надежность
и срок службы гидроагрегатов, причем влияние качества очистки
(фильтрации) жидкостей на работу гидроагрегатов столь велико, что без
преувеличения можно утверждать, что срок службы гидромашин и гидроагрегатов
может быть увеличен или понижен в зависимости от качества очистки
жидкостей в несколько (до десятка) раз. Частицы загрязнителя, как правило,
повышают трение и могут привести к заклиниванию подвижных деталей
гидроагрегатов, а также быть причиной скачкообразного движения выходного
звена при плавном изменении сигнала управления. Твердые же, и в
особенности абразивные частицы, попавшие в зазор, вызывают износ рабочих
поверхностей скользящей пары при ее движении.
Фильтром называют устройство, в котором жидкость подвергается очистке
от твердых и вязких загрязняющих примесей, попадающих в гидросистему
извне (в частности, с атмосферной пылью), а также образующихся в
результате износа деталей гидроагрегатов и старения жидкостей. Из твердых частиц
наиболее разрушительными для гидроагрегатов являются частицы,
входящие в состав атмосферной пыли, которые попадают в бак через различные
каналы.
Очевидно, достигнуть абсолютной чистоты жидкостей при существующих
методах их очистки невозможно. Ввиду этого при решении вопроса о
требованиях к .качеству (тонкости) фильтрации приходится руководствоваться
опытными данными и рекомендациями. Практически фильтрацию считают
удовлетворительной, если размер капиллярных каналов фильтрующего
материала не превышает наименьшего зазора в скользящих парах
гидроагрегата, для которого предназначен фильтр. Этим требованиям в общем
случае удовлетворяют фильтры с тонкостью очистки 5 мкм и для
ответственных гидросистем (систем управления с сервозолотниками и пр.) — с
тонкостью очистки 3 мкм.
тонкость фильтрации
Материал фильтровальных элементов должен быть максимально
проницаемым, однако способным задерживать возможно малые частицы
механических включений. В соответствии с этим он должен иметь мельчайшую
однородную сетку с максимальными площадью проходных ячеек (пор) и
количеством их на единицу площади поверхности материала. Количество
этих ячеек на единицу поверхности определяет тонкость фильтрации,
которая характеризуется размерами поровых каналов в фильтровальном
материале или, что то же самое, размерами частиц загрязнителя, которые
удерживаются очистителем.
248

Поэтому под тонкостью фильтрации понимается минимальный размер
частиц загрязнителя фильтруемой среды, улавливаемой фильтровальным
элементом, т. е. способность фильтра задерживать (удалять) из жидкости
частицы определенных размеров.
В соответствии с требованиями к тонкости очистки жидкостей разделяют
фильтры грубой, нормальной, тонкой и особо тонкой очистки,
задерживающие частицы загрязнителя с условным диаметром более 100; 10; 5 и V мкм.
В промышленных маркировках и в технических условиях на фильтры
обычно указывают минимальный (номинальный) размер частиц, которые
задерживаются данным фильтром. Так, например, «10—микрометровый»
фильтр определяется как фильтр, который должен обеспечивать удаление
за один проход 98% (по массе) всех частиц с размером по наибольшему
измерению, равным или большим 10 мкм. Лучшие образцы серийных фильтров
обеспечивают тонкость фильтрации 5 мкм.
МЕТОДЫ ФИЛЬТРОВАНИЯ И ТИПЫ ФИЛЬТРОВ
Отделение от жидкостей твердых загрязняющих примесей осуществляют
механическим или силовым методами. В первом случае фильтрация
осуществляется применением различных щелевых и пористых фильтровальных
элементов (материалов), а во втором — применением силовых полей —
магнитного, электрического, центробежного и др.
В гидросистемах машин применяют преимущественно первый метод
очистки, при котором от жидкости при проходе ею через фильтровальный
элемент отделяются частицы вследствие различия размеров этих частиц и
проходных капиллярных каналов фильтровального материала.
Металлические проволочные сетки. В тех случаях, когда к фильтрам не
предъявляется высоких требований по тонкости очистки, применяют
металлические тканые сетки квадратного переплетения из проволоки
(преимущественно латунной) круглого сечения.
Фильтрующие качества этих фильтров (тонкость фильтрации и расход
жидкости) характеризуются размером ячейки в свету и «плотностью» или
площадью живого (проходного) сечения ячеек в единице площади
поверхности. Последний параметр выражают через коэффициент живого сечения 6,
представляющий собой отношение площади проходных ячеек Fo к общей
площади F сетки:
, _ Fo __ / а \2
U рг~ I | j I «
где d — диаметр проволоки сетки;
а — размеры стороны ячейки сетки в свету.
Уменьшение при всех прочих одинаковых условиях величины ячейки
юпровождается уменьшением коэффициента живого сечения сетки, и, как
:ледствие, увеличением гидравлического сопротивления фильтра. Фильтро-
элементы из сеток выполняются в виде цилиндров с гофрированной или глад-
гой поверхностью (рис. 211 и 212), а также в виде набора (пакета) сетчатых
дисков (рис. 213) и пр. Для того чтобы предотвратить разрушение сетки
з случае ее засорения отфильтровываемыми включениями, в корпусе фильтра
эазмещается перепускной клапан а, который при засорении фильтроэлемента
i повышении при этом перепада давления на нем открывается, и жидкость
тоступает к выходному штуцеру, минуя фильтроэлемент.
Сетчатые фильтры часто выполняют также с несколькими (двумя и тремя)
слоями фильтрующих сеток с постоянными во всех сетках размерами ячеек или
метками, размер ячеек которых уменьшается от слоя к слою по потоку жид-
шсти (рис. 212). Применение фильтров с многослойными сетками значи-
:ельно повышает эффективность и тонкость очистки.
249

Рис. 211. Схема сетчатого фильтра
Рис. 212. Схема двухслойного сетчатого фильтра
фф0-фф-фф-ф-ф фффффф-ф-
Рис. 213. Фильтр из сетчатых дисков
- J
a)
Рис. 214. Комбинированный фильтр из элементов грубой и тонкой очистки
250

Тонкость фильтрации этими фильтрами зависит от размера ячейки сетки
свету, минимальное значение которого для сеток простого переплетения
авно 0,08—0,1 мм.
В гидросистемах некоторых машин (самолетов и пр.) применяют нике-
евые фильтрующие сетки сложного плетения (саржевого и пр.), лучшие
Зразцы которых отфильтровывают частицы размером 2—3 мкм. Эти сетки
эстоят из нескольких (5—10) слоев витой проволоки, между которыми про-
ожены элементы из плетеной проволоки. Диаметр проволоки часто равен
ескольким микрометрам.
Фильтры с бумажными элементами. Фильтры с бумажными и тканевыми
пементами задерживают за один проход значительную (75%) часть твердых
ключений размером более 4—5 мкм. Фильтры снабжают перепускным кла-
аном (рис. 214).
Для того чтобы исключить возможность попадания в систему в случае
гкрытия перепускного клапана нефильтрованного масла, фильтры снаб-
Рис. 215. Бумажные фильтроэлементы
Рис. 216. Структура фильтроматернала из
спеченных шариков (а) и расчетная схема
фильтроэлемента (б)
ают дополнительным элементом грубой очистки. Схема такого фильтра
комбинированным элементом, состоящим из элементов тонкой 2 и грубой 1
[истки, представлена на рис. 214, аи б. До открытия перепускного клапана
ис. 214, а) жидкость последовательно проходит через оба элемента. При
сорении же элемента (рис. 214, б) тонкой очистки открывается перепуск-
>й клапан 3, и жидкость через элемент грубой очистки поступает к выход-
>му штуцеру, минуя элемент тонкой очистки.
Бумажный элемент обычно выполняется в виде цилиндра, стенки кото-
то для увеличения фильтрующей поверхности собирают в складки той или
юй формы, поддерживаемые металлическим каркасом (рис. 215).
Глубинные фильтры. Фильтры, в которых жидкость проходит через
лщу пористого материала (наполнителя), называют глубинными. Фильтры
эго типа, каждый капилляр которых имеет большое количество последова-
льно расположенных пор, доходящее до сотни и более, можно сравнить
эффективности фильтрования с многослойными фильтрами поверхност-
х типов с той же длиной капилляров и количеством пор в них. Так как
^рязнитель задерживается в этих фильтрах в основном в порах толщи мате-
ала, эти фильтры при одинаковой загрязненности жидкости имеют по
авнению с поверхностными фильтрами более высокие грязеемкость и сроки
ужбы.
Широко распространены фильтры глубинного типа с наполнителями из
ристых металлов и керамики, получаемыми путем спекания металлических
ерических и несферических порошков.
Схема пористой структуры металлокерамического фильтроматериала пред-
тлена на рис. 216, а. Жидкость очищается, протекая по длинным и изви-
251

листым каналам между шариками, причем задержанный загрязнитель pai
пределяется практически равномерно по этим каналам и порам, благодар
чему фильтры отличаются высокой грязесъемностью.
Размеры пор элементов из металлических порошков и керамики выбирак
исходя из максимального условного диаметра частицы загрязнителя, котора
может пройти в зазоре между тремя плотно уложенными шариками. Пр
сферической форме исходного порошка и точечном контакте шариков мака
мальный линейный размер пор (максимальный условный диаметр частиц
загрязнителя, которая может пройти через пору) можно вычислять по выр,
жению (рис. 216, б)
d = 0,155£>,
где D — диаметр зерна (шарика) исходного порошка.
Рис. 217. Фильтр из металлокерамических дисков
В действительности линейный размер пор вследствие шероховатое
зерен, отклонения от их правильной шарообразной формы меньше указа
ного. С учетом этого фактический размер пор
Представляется возможным получить минимальный размер (диаметр
сферы металлического исходного материала примерно 5 мкм, что соотв(
ствует условному диаметру d пор элемента 0,5 мкм.
Этот условный диаметр поры и определяет номинальную тонкость очист
жидкости. Однако опыт показывает, что эти фильтры задерживают зна^
тельное количество частиц, размеры которых меньше номинального (усле
ного) размера пор. Последнее обусловлено тем, что частицы с размером мень
номинального размера пор задерживаются в сужающихся лабиринтах щ
странственной решетки (пористой структуры) материала.
К преимуществам металлических фильтроматериалов относится так
то, что они допускают механическую обработку, опрессовку, спекание,
большинство — пайку, благодаря чему из них можно изготовлять элемеы
любой требующейся формы.
В большинстве случаев эти элементы изготовляют в виде соответствукж
формы брикетов или листов толщиной 0,4—1,0 мм, из которых может бь
изготовлен элемент, аналогичный по конструкции бумажным.
На рис. 217 показан фильтр с элементом пластинчатой конструкт
Диски 1 по периферии свариваются а^гоно-дуговой сваркой. В каждом ди<
имеется до 100 слоев шариков. Фильтр оборудован перепускным клапан
и индикатором 2 загрязнения в виде красной кнопки, подъем которой ci
детельствует о загрязнении фильтра свыше 50%.
Расчет фильтров. Расчет фильтра сводится к определению расхода жидко<
и гидравлического сопротивления (потерь) на единицу площади поверхно<
фильтроматериала.
252

Ввиду сложности пористой структуры большинства фильтроматериалов,
зостоящей из соединенных между собой пор и сложной сети каналов
(капилляров) различной формы и размеров, которые к тому же в ряде случаев
изменяются под действием перепада давления, установить для большинства
фильтроматериалов закономерность и дать аналитическое выражение для
характеристики потока жидкости практически невозможно. Ввиду этого
гидравлические характеристики фильтроматериала определяются, за
исключением отдельных случаев, экспериментальным путем.
Удельная пропускная способность q л1{мин*см2) и соответственно расход
кидкости в фильтре Q л/мин могут быть выражены зависимостями,
вытекающими из закона Пуазейля:
*де k = |-- — коэффициент пропорциональности, представляющий собой
удельную пропускную способность единицы площади
поверхности фильтроматериала в л/(мин*см2) при перепаде
давления 1 кГ/см2 и динамической вязкости жидкости 1 пз\
fx — динамическая вязкость фильтруемой жидкости в пз\
Ар — перепад давления на фильтре в кГ1см2\
F — площадь поверхности элемента в см2.
Опыт показывает, что коэффициент k для данного фильтроматериала сохра-
шется при всех прочих равных условиях практически постоянным в широ-
юм диапазоне расходов и перепадов давления, благодаря чему представ-
1яется возможным использовать его в качестве сравнительной .оценки
гидравлического сопротивления этого материала. Значение этого коэффициента
фиводится в заводских характеристиках материалов.
Схемы фильтрования и место установки фильтра. Фильтруют либо весь
юток жидкости, либо часть его. Первую схему называют схемой последова-
елыюго, а вторую — схемой параллельного включения фильтра.
Схема последовательного включения фильтра обеспечивает фильтрацию
*сей жидкости, участвующей в циркуляции. Фильтр в этом случае должен
>ыть рассчитан на полный расход жидкости.
Фильтрацию части потока обычно применяют в том случае, когда предъ-
1зляются требования особенно тщательной очистки жидкости, поступающей
\ ответственные гидроагрегаты, а также для профилактической тонкой
очитки жидкости гидросистемы. Для фильтрации части потока обычно приме-
[яют глубинные фильтры тонкой очистки.
В большинстве случаев целесообразно применять одновременно обе схемы,
шльтрации: для фильтрации всего потока применять фильтр, имеющий отно-
ительно высокую пористость, а для защиты особо ответственных агрегатов —
шльтры тонкой очистки.
При выборе места для установки фильтра полного расхода руковод-
твуются следующими соображениями. Для предохранения насоса, который
[аиболее чувствителен к загрязнениям жидкости, фильтр желательно уста-
авливать на всасывающей линии насоса (рис. 218, а). Однако ввиду того
то фильтр увеличивает сопротивление всасывающей линии и ухудшает
тловия заполнения насоса жидкостью, этот способ установки фильтра
. гидросистемах с самовсасывающим насосом не распространен.
При установке фильтров на линии нагнетания (рис. 218, б) могут быть
[опущены более высокие сопротивления. Корпус фильтра в этом случае
»удет находиться под рабочим давлением.
Применяют также установку фильтра в сливной магистрали (рис. 218, в),
i которой через фильтр проходит жидкость также и в периоды разгрузки
асоса.
253

Магнитные фильтры жидкости. Для улавливания ферромагнитных части]
применяют также магнитные фильтры, которые обычно комбинируют с каким
либо щелевым (пористым) фильтром. Первой ступенью таких комбинирован
ных фильтров является магнитный элемент, задерживающий (улавливай:
щий) ферромагнитные частицы, а второй — пористый фильтр, который задер
живает диамагнитные загрязняющие частицы, а также ферромагнитны
частицы, оторвавшиеся от первой (магнитной) ступени. Применение магнит
ного поля в подобном комбинированном фильтре повышает также тонкост
фильтрации пористого фильтра.
Магнитное поле обычно создается несколькими (двумя-тремя) постояк
ными магнитами, прикрепляемыми с внешней стороны корпуса фильтра
который в этом случае изготовляется из материала с высокой магнитной прс
ницаемостыо.
Рис. 218. Схемы размещения фильтра в Гйдроси- Рис. 219. Щелевой фильтр с магни
стеме ными вставками
На рис, 219 показан комбинированный фильтр, состоящий из сетчато]
фильтровального пакета 2 и двух установленных на входе и выходе постоя1
ных магнитов 1 и 3, улавливающих ферромагнитные частицы. Жидкое
проходит через пазы нижнего магнита внутрь цилиндра с сетчатым пакете
и выходит через пазы верхнего магнита.
Магнитные фильтры задерживают мельчайшие ферромагнитные частиг
(0,4 мкм и менее), которые невозможно отделить механическими фильтрам
Одновременно с этим магнитные фильтры улавливают также и неметалл
ческие частицы загрязнителя, которые соединяясь в магнитном поле вмес
с ферромагнитными частицами образуют легко отделимые крупные частиц;
Центробежные фильтры жидкости. В гидросистемах ряда машин пр
меняются центробежные фильтры жидкости (центрифуги), которые очища*
жидкость от загрязняющих частиц с плотностью, превышающей плотное
жидкости.
Принципиальная схема центробежного фильтра представлена
рис. 220, а. Жидкость, подлежащая очистке, подается через полую ось п
давлением 3—6 кГ/см2 во вращающийся ротор У, в котором она раскруч
вается до некоторой скорости, близкой к скорости ротора. При этом грязев
примеси (частицы) с плотностью, превышающей плотность масла, отбрас
ваются действием, центробежной силы к стенкам ротора и осаждаются на ни
Центробежная сила, действующая на частицу загрязнителя, врата
щуюся вместе с заполненным жидкостью ротором,
F4 = (т — тж) га2 = V (р — рж) га2,
где т = Vp и тж = Урж — масса частицы загрязнителя и жидкое!
р и р^ — плотность частицы загрязнителя ц жидкости;
V — объем частицы загрязнителя;
254

г — текущий радиус, т. е. мгновенное расстояние центра тяжести
частицы до оси вращения ротора;
со — угловая скорость вращения частицы вокруг оси ротора.
Принимая, что угловые скорости жидкости и ротора равны, можем
писать
(О =
30"
en — частота вращения ротора в об/мин.
Под действием центробежной силы FH частица загрязнителя, преодолевая
противление жидкости FC9 перемещается в радиальном направлении с
некорой скоростью осаждения vp (рис. 220, а). Одно-
еменно частица перемещается вместе с жидкостью
рез ротор в осевом направлении со скоростью /
fo =4" э
г Q — расход жидкости через ротор;
S — площадь проходного сечения ротора
(площадь его сечения в свету).
В итоге частица перемещается с результирующей
зростыо v под некоторым углом к оси ротора, при-
йжаясь к его стенке. При достижении стенки она
дает на ней. При этом движении частица испыты-
п гидравлическое сопротивление, радиальная
ггавляющая Fc которого' может быть вычислена
я сферической частицы по формуле Стокса (силами
ерции частицы пренебрегаем)
1 |i — динамическая вязкость жидкости;
d — условный диаметр частицы.
Для случая равномерного движения частицы
раведливо равенство
F — F
1 ц — 1 с
В соответствии с этим
У (Р — 9ж) о)2 г = 3niivpd.
(70)
Рис. 220. Схема центро-
бежного фильтра
и условии F4 «< Fc частица не осаждается на
нке центрифуги. , к
Минимальный диаметр d сферической частицы загрязнителя,
осаждаются при данной скорости в роторе очистителя за один проход через него
дкости, находим из выражения (70):
Практический интерес, и в частности при высоких скоростях вращения
трифуги, может представить расчет давления жидкости на ее стенки.
и условии, что жидкость вращается с той же угловой скоростью, что и
.трифуга, каждая частица, находящаяся на расстоянии г от центра вра-
^я, подвержена действию центростремительного ускорения:
а = гсо2.
255

Давление р, развиваемое на радиусе г, вычисляется по выражен!
_ (Р-Р„с)г2со2 _ (р - 9ж) и2
Р— 2 — 2
где и = (or — окружная (линейная) скорость жидкости на радиусе г.
В центрифуге жидкость заполняет не цилиндр, а кольцевое пространст
(рис. 220, б). В этом случае давление в любой точке вращающейся кольцев
массы жидкости (отмечено точками)
По типу привода центрифуги (роторы) можно разделить на фильт]
с гидрореактивным и с механическим приводом, причем наиболее распр
странены центрифуги с гидрореактивным приводом, построенным по прр:
ципу сегнерова колеса (рис. 220, в). Очищенная жидкость из ротора чер
полую выходную ось ротора поступает к двум расположенным тангени
ально к оси ротора и диаметрально противоположно друг к другу насадк
(соплам) а. Реактивные силы потока жидкости, вытекающей из этих сопе
создают момент, приводящий ротор с заполняющей его жидкостью во в[
щенйе с частотой, которая может быть доведена до 6000—7000 об/мин.
Реактивная сила потока жидкости, вытекающей из одного сопла, соглас
выражению (17)
R == -у-(и — tw) = -~-р(и — vcon),
где т = Qp — массовый секундный расход жидкости на привод сопел
(выкающей из обоих сопел);
Q — расход жидкости на привод центрифуги (расход через о
сопла в секунду);
р — плотность жидкости;
и — скорость струи потока жидкости на выходе из сопла;
vcon — окружная скорость сопла.
Принимая во внимание равенство (20), получим
j ЯП j
Vcon — ^ — ~3(j~
и можем написать
/?- — ADh/^- — L\- Q of Q яп
^"~ 2 P \V ~J~ 30 L)- T~P \2h7~" 30"
где (ы — коэффициент расхода сопла (можно принять jli = 0,9);
/ — площадь сечения выходного отверстия сопла;
п — частота вращения ротора (центрифуги) в об/мин;
L — расстояние от оси сопла до оси вращения ротора.
Крутящий момент, развиваемый гидрореактивным приводом, состояли
из двух сопел,
Поскольку практически невозможно получить большие значения pea
тивной силы, фильтры с гидрореактивным приводом не могут обеспечить в
соких угловых скоростей ротора (частота вращения ротора с гидрореакти
ным приводом лимитирована 6000—7000 об/мин), а следовательно, не мог
обеспечить высокой тонкости очистки жидкости, которая практически рав!
20—30 мкм. Ввиду этого применяют центрифуги с механическим и электр
ческим приводом, скорости ротора которых доводятся в некоторых ко
струкциях, если это допустимо по условиям раскрутки жидкости в р
торе, до 20 000 об/мин.
256

ГЛАВА VIII
ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
(ГАЗОВЫЕ)
ПРИВОДЫ
В современных машинах, и в частности в системах автоматизации
производственных процессов, наряду с гидромеханизмами применяются пневмо-
механизмы (пневмоприводы), основанные на использовании в качестве
рабочей среды сжатого или разреженного воздуха (в настоящем курсе
рассматриваются лишь первые типы механизмов),
С помощью пневматических устройств (приводов) решаются сложные
задачи по автоматизации управления машин и производственных процессов.
Чрименение их' имеет преимущества в тех случаях, когда требуется осуще-
:твить быстрые перемещения выхода, а также когда применение гидравли-
[еских приводов с масляной рабочей средой недопустимо по требованиям
южарной безопасности, как это имеет место в угольных шахтах и в ряде
:имических производств.
К основным преимуществам пневматических устройств относятся наде^о
юсть и долговечность, быстрота действия (срабатывания), простота и эконо-
шчность, обусловленные одноканальным питанием исполнительных пневмо-
1еханизмов (отработавший воздух выпускается непосредственно в атмосферу
•ез отводящих трубопроводов) и дешевизной самой рабочей среды.
Наряду с положительными качествами пневмосистемы обладают рядом,
:едостатков, вытекающих из природы рабочей среды — воздуха. Воздух
бладает высокой сжимаемостью, ввиду чего он при сжатии накапливает
нергию, которая при известных условиях может превратиться в кинетиче-
кую энергию движущихся масс и вызвать ударные нагрузки.
Вследствие этого пневматические силовые системы не обеспечивают без
пециальных дополнительных средств необходимой плавности и точности
ода. Сжимаемость воздуха в пневмосистемах исключает возможность непо-
редственной фиксации органов управления в заданных промежуточных
оложениях. В равной мере в пневмоприводе затруднительно получение
ри переменной нагрузке равномерной и стабильной скорости.
Помимо этого пневмоприводы имеют, как правило, более низкий к. п. д.
сравнении с гидроприводами, а также требуют применения смазочных
стройств.
Сжатый воздух для питания пневмосистем обычно вырабатывается ком-
рессорами, обслуживающими пневмомашины всего предприятия либо опре-
еленную их группу. В централизованных и групповых системах питания
бычно примейяется давление 5—6 кГ/см2, при индивидуальном питании —
о 50 кГ/см2 и выше.
Рабочим телом в пневмоприводах является сжатый воздух, поэтому расчет
роцессов в этом приводе основывается на законах и уравнениях газо- и
фмодинамики. Поскольку вопросы газо- и термодинамики, положенные
основу газодинамических расчетов пневмосистем и их элементов, рассмо-
9 Т. М. Башта 257

трены в предшествующих учебных курсах «Гидрогазодинамика» и
«Термодинамика», в настоящем курсе рассмотреныч схемы действия, конструкции
пневмоприводов и их элементов, а также методы инженерных расчетов этих
элементов. Вопросы же газодинамики приведены в виде справочных данных
в объеме, необходимом для усвоения материала настоящего курса.
ПАРАМЕТРЫ СОСТОЯНИЯ ГАЗА
Процессы сжатия и расширения воздуха при течении его в каналах пнев-
мосистем сопровождаются изменениями параметров его состояния, основными
из которых являются давление р, температура Т и удельный объем v.
Давление входит, за исключением случаев, оговариваемых особо, во все
приведенные ниже термо- и газодинамические зависимости в абсолютных единицах.
Удельный объем v (объем, занимаемый единицей массы газа) связан
с объемом V газа зависимостью
где m — масса газа, заключенного в объеме V.
Поскольку V = —, можем написать
v
где р = у плотность газа.
Следовательно, удельный объем и плотность являются взаимно
обратными величинами.
Температура Кельвина Т К как параметр состояния газа связана с тем
пературой Цельсия f С зависимостью
Т = t+ 273,15 ^ t + 273.
К нормальным условиям состояния газа относят температуру / = 0° (
или, что то же самое, Т = 273 К.
Кроме указанных параметров газ характеризуется сжимаемостью, тем
пературным коэффициентом объемного расширения, вязкостью и удельнс!
теплоемкостью.
Удельная (объемная) теплоемкость газа. Под удельной (объемной) теп
лоемкостью газа понимается отношение количества теплоты, поглощенно!
единицей массы (объема) газа, к соответствующему повышению темпера
туры. При этом различают удельные теплоемкости при постоянном давлении с
и при постоянном объеме cv. Соотношения между теплоемкостями при р =
= const и v = const положены в основу газодинамики. В частности, важ
•ным параметром является отношение этих теплоемкостей
i
называемое показателем адиабаты в адиабатном процессе изменения ее
стояния газа.
Удельная теплоемкость реальных газов зависит от температуры, в связ
с чем пользуются средней для заданного интервала температур удельно
теплоемкостью.
Вязкость газа. Вязкость газов обычно оценивается значением динамо
ческой вязкости \i. В отличие от капельных жидкостей динамическая вяа
кость воздуха с повышением температуры увеличивается.
258

Зависимость вязкости воздуха от температуры достаточно точно
характеризуется эмпирической формулой (при постоянном давлении)
Т \0.75
где (1 — динамическая вязкость воздуха при данной температуре в К;
ji0 — то же при температуре 0° С или 273 К;
Т — абсолютная температура в К.
, пз
10*-3.0
2,6
1
Л
/50
^>
-£?
1 1
SO
Ш—■—
1
WO/ 150 200 250 300 350 °K
Ofi Температура
106'2,2
2JJ
1,8
if
\
-Ю О 10 30 50 °C
Температура
Рис. 221. Зависимость вязкости воздуха от температуры
Зависимость от температуры кинематической вязкости v = -£-
Т
Вязкость газов зависит также от давления, повышаясь с увеличением
последнего (табл. 2).
Динамическая вязкость в 10"6 дин сек/см?*
Таблица 2
р в кГ/см2
1
50
100
/ в °С
0
172,0
181,5
197,0
25
183,7
192,2
206,0
50
195,5
203,2
215,0
100
218,0
224,0
233,5
* 1 дин сек/см2 =0,1 Па-сек.
На рис. 221, а приведен график зависимости динамической вязкости
юздуха от температуры и давления, а на рис. 221, б — зависимость
вязкости от температуры при атмосферном давлении.
Динамическая вязкость азота при атмосферном давлении и температуре
-25° С равна 178• 10~6 дин-сек/см2 или 17,8 мкПа-сек.
Тепловое расширение газа. Тепловое расширение газа характеризуется
емпературным коэффициентом объемного расширения в °С"1> показы-
259

вающим относительное изменение объема газа при изменении
температуры на 1° С:
JL 4К
а
где АV — изменение объема V газа в м3;
AT — изменение температуры в °С или К.
Из термодинамики известно, что идеальный газ расширяется при
постоянном давлении (изобарный процесс) пропорционально повышению его
абсолютной температуры Т (закон Гей-Люссака). Этот закон описывается
уравнением
vT = v0 (1 + at),
где vT и vо — удельный объем газа при заданной и начальной температуре;
а — температурный коэффициент объемного расширения газа
(практически может быть цринят постоянным для всех
газов); ^
t — температура газа в °С.
Если объем идеального газа поддерживается постоянным (изохорный
процесс), то давление рт в нем возрастает пропорционально повышению
его абсолютной температуры:
Рт = Ро (1 + at),
где р0 — начальное давление.
Для температуры t = —1/а величина рт становится равной нулю. Эта
температура, равная t = —273,15° С или Т = °К является абсолютным
нулем. При исчислении температуры от абсолютного нуля она называется
абсолютной температурой и обозначается Т. ч
Сжимаемость газа. Сжимаемость характеризует изменение ДУ объема
газа при изменении давления *на Ар:
Н Ар П*
УРАВНЕНИЕ СОСТОЯНИЯ ИДЕАЛЬНОГО ГАЗА
Зависимость удельного объема или плотности газа от температуры Т и
давления р называется уравнением состояния газа.
Для идеального газа (в частности, для воздуха при относительно
невысоких давлениях)
- pv = RT. (71)
Это уравнение, получившее название характеристического уравнения или
уравнения состояния газа, связывает параметры р, v и Т.
Учитывая, что удельный объем
«> = -£-, (72)
уравнение состояния или характеристическое уравнение можем представить
в виде
-f- = *T, (73)
где R — удельная газовая постоянная, равная для сухого воздуха
287,1 м2/(сек2'°С)в единицах системы МКГСС; 287,1 дж/(кг-К) —
в единицах СИ и'системы МКС; 29,27 кГ-м/(кг-°С) — в единицах
двух систем МКГСС и СИ.
260

В работе пневмоприводов возможны различные условия теплообмена
между движущимся в каналах газом и окружающей средой. При малой
скорости течения и хорошем теплообмене между стенками каналов
(трубопроводов) и окружающей средой процессы, протекающие в пределах
элементарных объемов газа, могут быть близкими к изотермным (см. стр. 273).
Последнее подтверждается опытом и теоретическими исследованиями,
которые показывают, что в виду сопротивления течению газа (работа сил трения
превращается в теплоту) в длинном трубопроводе процесс протекает по
изотерме (р2у2 = Pivi = const).
Однако в общем случае изменение состояния газа в зависимости от
продолжительности процесса и конкретных окружающих условий может
протекать по различным законам, с произвольным изменением параметров р,
v и Т. При этом во всех случаях удовлетворяется уравнение состояния (71).
• Такими процессами являются политропные процессы, характеризуемые
уравнением
P2v% = ptf = const,
где Pi и р2 — начальное и конечное давления;
vx и v2 — начальный и конечный удельные объемы;
п — показатель политропы.
Показатель гполитропы в процессах, используемых в технике, лежит
обычно в ограниченных пределах. Этими пределами являются описанные
ниже частные случаи.
Изотермный процесс. Этот процесс описывается равенствами
Т = const; n = L
Согласно закону Бойля—Мариотта, удельный объем газа обратно
пропорционален его давлению р
= const,
где Pi и р2 — начальное и конечное абсолютные давления газа;
1>х и v2 — удельный объем газа соответственно при давлениях рх и р2;
р — плотность газа (величина, обратная удельному объему).
В описываемом процессе, который получил название изотермного, газ
сжимается или расширяется при сохранении постоянной температуры.
Очевидно, что подобный процесс может иметь место лишь при очень
медленном изменении состояния (сжатии или расширении) газа. К такому
случаю относится, например, процесс разрядки газогидравлического
аккумулятора гидросистемы пресса при выдержке обрабатываемого изделия под
давлением (см. рис. 94).
Адиабатный процесс. При допущении, что процесс изменения состояния
газа протекает без теплообмена с окружающей средой, будем иметь
pVk ==. Const или •— = coftst,
р
где р и р — давление и плотность газа;
k ~ ■—- — показатель адиабаты (для сухого воздуха k = 1,405);
здесь ср и cv —т удельная теплоемкость газа при постоянном давлении- и
постоянном объеме.
Процесс, описываемый этими уравнениями, называется адиабатным.
В практике процесс,, близкий к адиабатному, наблюдается при истечении
газа из резервуара через насадок или отверстие в тонкой стенке, когда
вследствие кратковременного пребывания газа в пределах насадка можно
пренебречь силами трения и теплообменом с окружающей средой (со стенками
канала).
261

При рассмотрении последнего процесса следует иметь в виду, что
тепловая изоляция не является, строго говоря, в силу сопротивления трения при
течении газа, работа которого превращается в теплоту, достаточным
основанием для того, чтобы показатель политропы можно было принимать равным
показателю изоэнтропы k (под изоэнтропным потоком понимают
теплоизолированный поток идеального газа, в котором отсутствуют силы трения).
Последнее может быть справедливо лишь для идеального газа (или когда
можно пренебречь силами трения).
Удельный объем v, давление р и абсолютная температура Т идеального
газа связаны в адиабатном процессе соотношениями
Т2 = Тг (vjvj*-1; Т2 = Тг (p2fPl) к .
Политропный процесс. Поскольку в реальных условиях при изменении
состояния газа неизбежно происходит некоторый теплообмен между газом
и стенками сосуда и жидкостью, имеет место так называемое политропное
изменение состояния газа, представляющее собой нечто среднее из
рассмотренных предельных изменений (изотермного и адиабатного процессов).
Уравнение для этого состояния, охватывающее все возможные в практике
его изменения, имеет вид
pif1 = const и -—- = const, (74)
где k > n > 1 — показатель политропы (при п = 1 имеем изотермный и
при п = k — адиабатный процессы).
В соответствии с этим имеем
Р\ Щ = Р2 ®2-
Соотношения параметров в политропном процессе выражаются
уравнениями для адиабаты с заменой коэффициента k на коэффициент п.
Если для газовых систем, в которых используются двухатомные газы
при низких давлениях (7—10 кГ/см2)у показатель политропы п процессов
опорожнения (и заполнения) баллонов (емкостей) практически колеблется
между показателями изотермного и адиабатного процессов &>п>>1,
то в системах высокого давления (50—200 кГ/см2) он может превышать
показатель адиабаты идеального газа k = 1,4. Так, например, для реальных
газов, в том числе и для воздуха, он может достигать при температурах от
+ 100 до —60° С и давлении 50—100 кГ/см2 значения п — 2 и более [6].
Это объясняется изменением физических свойств газов в области указанных
давлений и температур по сравнению со свойствами идеальных газов.
Очевидно, что неправильный выбор показателя политропы приводит к
значительным ошибкам при анализе системы, при определении давлений и
температур и, в частности, при опорожнении баллонов. Последнее особенно
заметно при больших расширениях газа (см. стр. 265).
Показатель политропы п можно определить лишь для конкретных газов
и условий их сжатия, расширения и отвода теплоты (теплообмена).
Скорость распространения звука. В теории течения газов важным
параметром является скорость звука а, представляющая собой скорость
распространения в газовой среде мал'ых возмущений. Со скоростью
распространения в газе звуковой волны связана скорость течения газа, причем скорость
262

течения газа, равная скорости звука, является границей, при переходе
которой изменяются закономерности газового потока и расходные
характеристики пневмосистемы.
Связь скорости звука а со свойствами газов выражается известным из
курса газодинамики уравнением
где р и р — давление и плотность газа.
При допущении, что изменения параметров потока газа, вызванные
малыми возмущениями, происходят настолько быстро, что можно пренебречь
теплообменом между частицами газа, а сами возмущения, создаваемые
звуковой волной, настолько малы, что можно пренебречь силами трения, можем
написать
где k — показатель адиабаты.
В соответствии с этим скорость звука может быть выражена через
параметры потока газа:
Х (74а)
Для идеального газа, для которого справедливо — = RT, последняя
зависимость может быть переписана в виде
а =
где R — удельная газовая постоянная.
ТЕЧЕНИЕ ГАЗА
Инженерные расчеты течения газа в элементах пневмосистём сводятся
к расчетам, связанным с истечением газа из резервуаров (баллонов) и с
заполнением их, а также с течением по трубопроводам пневмосистём и через
местные сопротивления.
Эти расчеты в силу сжимаемости воздуха представляют известные
трудности, обусловленные тем, что течение его в трубопроводах пневмосистём
и каналах их агрегатов сопровождается, как это было указано, изменением
давления и удельного объема. Ввиду этого при расчетах исходят из условия,
что при установившемся процессе течения массовый расход воздуха m через
любое поперечное сечение трубопровода площадью /, остается постоянным,
в соответствии с чем массовый расход определяется из уравнения
сплошности (неразрывности) потока
m = fup = -~- = const,
где / — площадь сечения газового потока (трубопровода);
и и р — средняя скорость и плотность воздуха в этом сечении;
v — удельный объем воздуха.
Поскольку объемный расход
по пути течения воздуха по трубопроводу не сохраняется, а увеличивается
вследствие расширения, вызванного понижением давления при течении
согласно выражению (71), средняя скорость воздуха по длине
трубопровода и = — также будет возрастать. При этом вследствие расширения
263

воздуха происходит также изменение его температуры, что и должно быть
учтено при расчетах.
В основу расчетов течения газа в элементах пневмосистем положено
известное из курса «Гидрогазодинамика» уравнение движения идеального
газа в адиабатном режиме
где рА и р2; рх и р2\ иг и и2 — соответственно плотность, давление и
скорость газа в рассматриваемых начальном
и конечном сечениях газового потока;
k — показатель адиабаты;
гх и г2 — нивелирные высоты рассматриваемых
точек газового потока.
Пренебрегая разностью нивелирных высот гг — г2у получим
■V- + -
Pi _ «2
* I
9 "Г
Л Р2.
г — 1 * р3
(75]
Истечение газа из резервуара неограниченной емкости. Расчеты
истечения газов (воздуха) из резервуаров неограниченной и ограниченной ем-
и,=0
Рис. 222. Расчетные схемы истечения газа
кости и наполнения последних являются основными в расчетах пневмо-
систем. Истечение газа в общем случае* имеет место при разрядке
гидроаккумуляторов, при опорожнении пневмоцилиндров и пр.
Принимая в уравнении (75) иг = О (т. е. пренебрегая скоростью газа
в расходном резервуаре), находим расчетную скорость истечения газа и2^ и
из резервуара а неограниченной (бесконечной большой) емкости (рис. 222, а)
через круглое отверстие (или насадок) в стенке при адиабатном процессе:
(76)
Для течения идеального газа имеем
Подставив эти значения в уравнение (76) и преобразовав, получим
(77)
<78)
где k — показатель адиабаты;
pjpi — отношение давлений газа, здесь рг и р2 — давление газа в
резервуаре и в среде, в которую происходит истечение (давление в
конечном и начальном сечении газового потока).
264

Массовый расход т газа, протекающего со скоростью и через отверстие
площадью /, кг/сек:
^rg[(g)J (79)
где Q — uf — объемный расход газа.
С учетом выражения (77) последнее уравнение может быть переписано
в виде
I/tzttPiPiK (-£-) -(^) =4>/VWi> (80)
где
Обозначив степень расширения газа через
•§"=^ (81)
уравнение (80) можем представить в виде
(82)
или, введя газовую постоянную R,
1/ Р? Ь / я ЧТ / n XT '
т = /у 2 -^--jErr [("Й") "("§■) J =
г ' Т fe+r-i
•■- w-T^T (-?•)*-(■?■) * ' №
К1 а К—1 L \ Pi / \ Pi / J
где Та — температура газа на входе в дросселирующее отверстие в К.
^Приведенные расчеты произведены без учета потерь, обусловленных
трением, теплообменом и прочими факторами. Учет этих потерь обычно
производят, принимая, что процесс протекает по политропному режиму.
В этом случае расход газа рассчитывают по выражению (81) с заменой
показателя адиабаты k на показатель политропы п, значение которого
принимают'равным п = 1,3ч-1,35.
Потери на трение учитывают часто коэффициентом расхода \i9 вводя
его в приведенную формулу (81) для адиабатного процесса.
В результате получают формулу для массового расхода с учетом трения
]
где \i = < 1 — практический коэффициент расхода (опыты
показывают, что значение |ы может быть вычислено
с достаточной точностью по формулам для
несжимаемой жидкости);
С — коэффициент местного сопротивления.
Критическое расширение газа. Максимальный массовый расчетный
расход газа соответствует условию равенства нулю производной в
уравнении (80).
265

Максимальный расчетный расход соответствует критическому
расширению газа (критическому отношению давлений)
^КрУ
при котором скорость истечения по уравнению (78) становится равной
скорости звука в газе при параметрах последнего, соответствующих параметрам
на выходе из дросселирующего сопла [см. уравнение (77)].
Параметры критического расширения, при котором имеет место
наибольший расход, получим путем исследования функции
на максимум, в результате чего будем иметь
Для адиабатного процесса хкр = 0,528. Это условие соответствует
скорости течения, равной местной скорости распространения звука.
Приведенные теоретические расчеты истечения через отверстие при
допущении адиабатного режима могут быть с достаточной точностью применены
и для практических расчетов истечения через короткий насадок, при котором
можно пренебречь силами трения, а также вследствие кратковременного
нахождения газа в насадке пренебречь и теплообменом с окружающей средой.
Анализ функции
— X
показывает [см. также равенство (85)], что имеются две зоны (области)
течения:
зона, соответствующая рассмотренному выше условию хкр < х << 1,
которая носит название зоны докритического (подкритического) течения
(скорость газа в этой зоне ниже скорости звука);
зона, соответствующая условию 0 <^х <ZxKP, которая носит название
зоны надкритического течения (скорость газа в этой зоне постоянна и близка
или равна скорости звука).
В соответствии с этим различают процессы, протекающие в подкрити-
ческом (ниже критического) и надкритическом режиме.
В надкритической зоне имеет место максимальный и постоянный
массовый расход, соответствующий критическому расширению газа. Формулу
для определения расхода в этой зоне получим, подставив в уравнение (80)
значение критического расширения газа
В результате получим
k _2_ k /г+1
2 \k—l k / 2 \k—l ' k
) — \т+т)
i — плотность газа перед выходным насадком (дросселем), выражаемая
через начальные в момент начала истечения параметры.
266

С учетом потерь на трение
1
k—1
2k
(87)
где \х — коэффициент расхода (см. выше).
График изменения расхода т, отложенного по оси ординат, в функции
х =
Рг
Рх
показан на рис. 223, а. В надкритической зоне (х <; 0,528) имеем
постоянный и максимальный массовый расход, в подкритической — переменный
расход, уменьшающийся с увеличением х.
Пользуясь приведенными уравнениями, покажем, что расход газа при
истечении его со скоростью распространения звука в газе (соответствует икр)
является максимальным.
Подкритическая
зона
Рис. 223. Характеристики истечения газа из баллона (а) и течения
в трубопроводе (б) в зависимости от степени расширения х
Очевидно, максимальному расходу, выражаемому уравнением (86),
соответствует максимальная (критическая) скорость истечения газа согласно
уравнению (78):
, f~k JT[ ^Ц
U2 max — икр — I/ ^ 1 р М Хк )
или с учетом уравнения (85)
= Y'
2k
k+l
Pi
Pi
Преобразуя уравнения (85) и (77), получим
k_
Л-1
и Pl~*
рх \ k
1
k—l
а затем критическую скорость истечения
и — Л/ Ъ
икр — у к
SS. , . (88)
пах
Из сравнения уравнений (88) и (74а) следует, что максимальная
(критическая) скорость газа (а следовательно, и максимальный его массовый
расход) имеет место при скорости звука в газе
Ртах
Опорожнение резервуаров ограниченной емкости. В инженерной практике
в основном приходится производить расчеты, связанные с опорожнением и
наполнением резервуаров (баллонов) ограниченной емкости. К этим
267

случаям относятся опорожнение газовых баллонов в процессе питания пнев-
мосистем, наполнение или опорожнение пневмоцилиндров и пр.
Истечение газа из резервуара ограниченной емкости характеризуется
тем, что при ограниченной емкости резервуара параметры истекающего газа
будут переменными по времени.
Рассмотрим процесс опорожнения баллона Ь объемом Vo через отверстие
площадью / (рис. 222, б). Дифференциальное уравнение истечения газа
из такого баллона составляют исходя из условия, что масса т газа,
протекающего через заданное поперечное сечение отверстия за некоторый отрезок
времени, равна изменению массы dm = Vo dpt (где Vo — объем баллона,
pi — текущее значение плотности газа) газа в баллоне за то же время.
Пусть в некоторый отрезок времени с момента открытия отверстия
(насадка) опоражниваемого баллона абсолютное давление в баллоне было
равно pi и плотность газа в нем р,-. Элементарная масса dm газа, прошедшая
через это отверстие площадью/ за отрезок времени dt, равна согласно
уравнению (80)
dm = mdt~'tyf V~fhPi dt, (89)
где pi и pi — текущие значения давления и плотности газа в баллоне.
Выражай текущие параметры газа pt и pt через начальные их значения р0
и р0, имевшие место в баллоне перед началом истечения, и полагая, что
изменение этих параметров внутри баллона при его опорожнении (истечении газа)
подчиняется некоторой политропной зависимости с показателем политропы п,
получим
7=W *-
Подставив уравнение (90) в уравнение (89), получим
~VV P*o(%ydt=wVw~oY{%) "'*•
dm ■
Составим теперь выражение для изменения массы газа в баллоне за тот
же отрезок времени dt. ^Эта масса в момент времени / равна т = Vopit a
следовательно,
dm = Vq dpi,
где Vq — объем баллона.
С учетом уравнения (90) получим
(92)
Приравняв уравнения (91) и (92), получим (с учетом знака)
дифференциальное уравнение опорожнения рассматриваемого баллона ограниченной
емкости Vo
1
4 Mt
J
JL
Сократив на (—) * , получим
Для интегрирования этого уравнения (при / = const) произведем
преобразование:
f
п
(£L\ (£L\
К Ро) \ Ро )
268
\4fV
L \ Ро / Vo У Ро
2n

или
При интегрировании уравнения (93) наблюдаем те же два случая (две
зоны) истечения:
а) истечение в надкритической зоне, когда хкр > — >> 0 (в этом случае
ф -=- const = фтах и интегрирование дифференциального уравнения (93)
не представляет трудности);
б) истечение в подкритической зоне, когда 1 j> — >> хкр, при этом
ф = var (ввиду сложности подынтегральной функции интегрирование
уравнения (93) производится графо-аналитическим методом).
Рассмотрим эти два случая.
Истечение в надкритической зоне. При вычислении в этом случае
значения г|э = \ртах [см. формулу (80)] подставляем р2 = ркр:
'" - k
где р,- и р2 — текущее давление в баллоне и в окружающей среде;
Ркр — критическое давление в струе.
В результате
Г k 2 k fe+11
k-\\\k + \) \k+\) J
После преобразований получим
l
2 Y^-ljT 2k
) V
Подставив фП]ах в дифференциальное уравнение (93), получим
Pn)- *«■« v,
Интегрируя в пределах от р0 до pt и от / = 0 до £, имеем
Преобразуя, получим уравнение для вычисления времени t частичного
опорожнения баллона для заданного условия понижения давления в
баллоне с начального р0 до заданного pt для режима, соответствующего
надкритической области, когда р01> Pi £> Ръ/хкр:
— 2 т/ " Г~~
Полное время истечения в надкритической области, соответствующее
понижению давления от р0 до —, вычисляется путем подстановки в
уравнение (94)
хкр
269

в результате чего после преобразований получим
_ Г —
2 Ур УРо \( Ро\ 2п ( 2
Аналогичным путем можем получить дифференциальное уравнение
истечения в подкритической области для понижения давления до pt
Ввиду сложности функции это уравнение обычно решается графо-ана-
литическим путем и здесь не рассматривается.
Наполнение резервуара ограниченной емкости. К случаям наполнения
резервуаров ограниченной емкости относятся наполнение пневмоцилиндров
пневмосистем, зарядка газогидравлических аккумуляторов и пр. При
заполнении сжатым воздухом какой-либо емкости воздух в начальный момент,
когда давление в заполняемой емкости минимальное, течет, расширяясь
с максимальной скоростью, которая по мере выравнивания давления в
питающей магистрали и заполняемой емкости понижается, достигая при полном
выравнивании этих давлений нулевого значения. Очевидно, при этом будет
переменной вследствие расширения воздуха и его температура, причем
изменения ее могут происходить в широком диапазоне.
Пусть к емкости d с неограниченным объемом и постоянным давлением р2
подключается емкость (баллон) с с объемом Vo и давлением р0 <р2
(рис. 223). При этом допускаем, что объем источника расхода d настолько
велик, что изменением давления и изменением скорости перемещения частиц
газа в нем при заполнении емкости с можно пренебречь.
Определим время повышения давления в подключаемом баллоне с р0 до
Pi = р2> т- е- определим время выравнивания давления между источником
расхода и заполняемым баллоном.
Пусть в момент времени t давление в баллоне будет pi9 плотность газа
в струе р и скорость и. Масса dm газа, втекающая в баллон через отверстие
постоянного сечения / за время dt, составит
где и — скорость газа, определяемая по уравнению (78).
Решая дифференциальное уравнение (95) с учетом скорости и и функций
Pi
у Pi м Рз пт»
X —■ И —— — 1\1 2,
Рч Рг
получим уравнение для элементарной массы dm газа, протекающей через
поперечное сечение / струи за элементарный отрезок времени dt:
dm = fp2 Y^ ф (x) dt = fp2 У^Ц (x) dt, (96)
где T2 — абсолютная температура газа, вычисленная по
характеристическому уравнению (73).
Составим теперь уравнения для изменения массы газа в резервуаре за
тот же промежуток времени dt:
dm^Vodp,, . (97)
270

где т = V0Pi — масса газа в резервуаре объемом Vo в момент времени t\
Pi = -^77 — текущее значение плотности газа;
здесь R — удельная газовая постоянная.
Исследования показывают, что процесс наполнения резервуаров
(баллонов) изменяется от адиабатного в начале наполнения до изотермного в конце
наполнения, в результате температура в резервуаре постепенно стремится
от Tt к Т2. Полагая TLm T2, получим
— JEL.
При этом
С учетом последнего равенства уравнение (97) примет вид
dm = -~- dpi. (98)
Приравняв правые части уравнений (96) и (98), получим
откуда
dt = v°- dpi
Принимая во внимание, что
получим
Интегрируя это уравнение в пределах
от х0 = -Зг- до xi^^-y
получим с учетом характера протекающего процесса (над- или подкрити-
ческий) искомое время наполнения:
а) в надкритической области (х0 и xt < хкр = 0,528, а также ф (х) =
= ^тах)
t = Д=- (^- — х0);
б) в подкритической области (х0 и xt >>
Фактически истечение будет происходить не по адиабатному, а по поли-
тропному циклу, ввиду чего для расчетов необходимо знать показатель
политропы. Опыт показывает, что если опорожнение (или наполнение) емкости
происходит через отверстие (дроссель) или короткий патрубок, при котором
заметного теплообмена с внешней средой не происходит, показатель
политропы будет близок к показателю адиабаты п ^ k и
■£*- = 0,528.
Pi
271

С уменьшением показателя политропы п значение — возрастает,
достигая при п = 1
&- :*: 0,607.
Рх
Течение газа в трубопроводе. Важным для практики является также
расчет течения воздуха (газов) в трубопроводе.
Для вывода дифференциального уравнения установившегося течения
газа в Трубопроводе выделим элементарный отрезок его длиной dx
(рис. 224, а) и, применив к
элементарному объему газа dV =
= fdx, показанному точечной
штриховкой, уравнение
количества движения
(неравномерностью распределения
скоростей по сечению трубопровода
пренебрегаем), напишем
nD2
nD2
(Р
dx
- dx, (99)
Рис. 224. Расчетные схемы течения газа в трубо- гДе D — Диаметр внутреннего
проводе сечения
трубопровода;
т0 = % ~ — касательное напряжение сдвига слоев жидкости;
р и dp — давление в данном сечении трубопровода и элементарное
изменение его на длине dx;
(3 — коэффициент, характеризующий неравномерность
распределения скоростей по сечению трубопровода;
и — средняя по сечению трубопровода скорость газа.
Преобразуем правую часть уравнения:
dx
nP2
С учетом неразрывности
7iD2 d , о о\ 1 tlD2 d r/ о \ ч 1
{фа2) dx = -T--j-- [{фг) и] dx =
dpu
(100)
dpu
уравнение (99) принимает вид
dp 4
dx
Для турбулентного режима течения, при котором средняя скорость потока
и давление в каждом его сечении сохраняются практически постоянными
(соответствует установившемуся режиму течения), можно принять р = 1 и
соответственно
dx
= О
272

В результате получим
-■§--> +W-5-
Подставив касательное напряжение сдвига слоев жидкости
получим дифференциальное уравнение течения газа в трубопроводе
п„2 г ^-~ Н 2 —— = 0, (101)
где Я — коэффициент сопротивления трения [этрт коэффициент можно
рассчитать по выражению (17) при условии подстановки средних значений
входящих в него параметров].
Проинтегрировав приведенное дифференциальное уравнение с учетом
заданного газового процесса, получим уравнение установившегося течения
газа в трубопроводе с учетом трения.
Расчеты vh опыт показывают, что вследствие * теплообмена течение газа
может быть близким к адиабатному лишь при очень коротких отрезках
трубопроводов (в местных сопротивлениях) и при больших перепадах давления
(расширениях газа). При длинных же трубопроводах этот процесс в обычных
условиях более близок к изотермному, а при известной длине трубопроводов
является изотермным, т. е. температура газа в этом случае сохраняется
практически постоянной по всей длине трубопровода. В соответствии с этим
при длинных трубопроводах,и в особенности при малых перепадах давления,
справедлива изотермная зависимость
Pi ___ Р
Pi P '
где рхир^рир — соответственно абсолютное давление и плотность газа
в начальном сечении (а—а) и в произвольном
сечении (b—b) (рис. 224, б).
Кроме того, из условия неразрывности потока
// — /У Pl
где иг и и — скорости в сечениях а—а и b—b.
Учитывая также, что рх = р —, имеем и = иг —, или в
дифференциальной форме
В соответствии с эт^м первый член уравнения (101) примет вид
2 ,
рар
PiPiui '
Кроме того, так как
в рассматриваемом процессе практически не изменяется по длине
трубопровода (up = const, \x — const, относительная шероховатость трубы -т- =
— const), то постоянным по длине трубопровода будет также и коэффициент
трения X.
' ' 273

С учетом этого интегрирование дифференциального уравнения (101) по
длине L отрезка трубопровода даст (рис. 224, б)
±--2\n^). (102)
Так как логарифмический член в скобках последнего уравнения мал
по сравнению с ^тт» то этим членом обычно пренебрегают. В результате
получим упрощенное выражение
Р\ — Р2 = Я
Из этого уравнения следует, что при течении газов падение давления по
длине трубопровода выражается степенной зависимостью, а не линейной,
как это имеет место при течении жидкостей, что видно из уравнения (16).
Введя в уравнение (102) число Маха
м — "1
где аг = у k— местная скорость звука (см. стр. 262), получим
р\-р\ = Ш\р\ {% ±— 2 In -g-), (103;
где k — показатель адиабаты.
Уравнение (103) позволяет рассчитать давление в трубопроводе на тре
буемом расстоянии L от начального (исходного) сечения, для которого заданс
число Маха.
Решая уравнение (103) относительно X-^-, получим
Последнее уравнение показывает изменение безразмерной длины LIL
трубопровода в функции отношения давлений газа p2/pv
Пренебрегая логарифмическим членом, уравнение (104) можно пред
ставить в виде
или
ьж\ L \PiJl
С учетом числа Маха дифференциальному уравнению (101) можем при
дать иную форму, подставив"
du dp
и — р
При этом получим
X X ри2
dp _ P"2D" _ ~Р"~Г п
dx ~ р 2~ *М»-1 ' ^
Р
Общий характер изменения давления р по длине трубопровода показа
на рис. 223, б. Течение газа может существовать лишь на участке крр
вой а—Ъ. Отрезок кривой Ь—с соответствует сверхзвуковому течении
Точка Ъ называется предельной точкой. Число Маха для состояния поток
газа в этой точке называется предельным числом Маха МЯд. Соответственн
274

этому существуют предельное (низкое) давление рпр и предельная
наибольшая длина Lnp.
Поскольку в предельной точке (сечении трубопровода) b
dp
dx
знаменатель уравнения (105) будет равен нулю, и предельное число Маха
Следовательно, скорость воздуха в трубопроводе может возрастать лишь
до тех пор, пока число Маха не достигнет в предельном сечении, которое
должно находиться в конце трубопровода, значения
Mv=:-L. = 0,845,
где k = -^- — показатель адиабаты.
Для нахождения минимального предельного давления в трубопроводе,
соответствующего этому условию, воспользуемся равенством
и1р1== up = ипррпр,
с учетом которого получим
Рпр _ 3__М а
Pi unp 1 Ъ
откуда
Подставив из последнего равенства рпр в уравнение (104), получим
1 Л+Ш-1
или
Г\ Г 1 /
+ 1п
г)]-
С учетом равенства
Pi М2
можем получить
~D~ = \ D ) ~~ \ D
Из приведенного анализа следует, -что скорбеть течения газа (и число
Маха) возрастает до наибольшей (предельной) величины. \Мпр = —=)
\ V k }
в некоторой предельной точке, которая должна быть в конйе трубопровода.
Максимальный расход газа при течении в режиме
р2 __ Pi
имеет место при М = 1. При М > 1 давление в потоке по длине
трубопровода и скорость потока не зависят от давления в конце трубопровода. В этом
случае силы трения затормаживают поток (скачок уплотнения), ввиду чего
течение со сверхзвуковой скоростью возможно лишь в пределах
определенной (критической) длины трубопровода. Если длина трубопровода пре-
275

вышает это значение, то в некотором его сечении возникает скачок
уплотнения, в результате которого сверхзвуковая скорость скачкообразно
перейдет в дозвуковую. После этого скачка уплотнения характер течения газа
изменится: скорость вдоль трубопровода вновь увеличивается, а давление
и плотность газа уменьшаются.
Предельное отношение давлений (расширение газа),р2/Р1 и предельна'я
длина Lnp зависят лишь от показателя адиабаты k (от начального числа Маха).
Соответственно минимальное предельное давление рпр з трубопроводе и
предельную (наибольшую) длину трубопровода Lnp можно выразить так:
Практически в трубопроводах реальных длин критическая степень
расширения хкр не достигается, т. е. течение газа по трубопроводам длиной
больше Lnp происходит в зоне докритического режима течения.
Наполнение пневмоцилиндра газом через длинный трубопровод.
Рассмотрим схему подвода воздуха к пневмоемкости, показанную на рис. 224, в.
Воздух из воздухосборника (ресивера) / направляется по трубопроводу 2
в пневмоцилиндр 3.
При течении газа по этой схеме можно выделить три участка: 1) истечение
из воздухосборника в трубопровод; 2) течение по трубопроводу; 3) истечение
из трубопровода в, цилиндр. Соответственно этому должны быть составлены
уравнения, дающие систему, подлежащую решению. Задача получается
сложной, ввиду чего рассмотрим приближенное решение со следующими
допущениями: давление ра при входе в трубопровод (сечение а—а) равно
давлению ро в воздухосборнике и течение в трубопроводе изотермное.
Обозначив через т массовый расход воздуха, получим:
1) скорость газа в сечении а—а согласно уравнению (79)
иа^, (106]
где / — площадь сечения трубопровода;
ра — плотность воздуха в сечении а—а (равная по принятому
допущению р0);
2) массовый расход, вычисляемый по параметрам сечений b—b и с—с
согласно уравнению (79):
где рс и рс — заданные параметры сечения с—с;
3) связь между давлениями ра и рь согласно уравнению (101)
Подставив в последнее уравнение иа из уравнения (106), получим
Pi-Pl^pa-^ Ра
Последнее уравнение вместе с уравнением (107) представляет систем)
уравнений с двумя неизвестными ръ и т, к решению которой и сводите?
наша задача.
Приближенные расчеты течения газа в трубопроводах. Выше было
указано, что при достаточно длинных трубопроводах показатель политропъ
в силу сопротивлений при течении газа близок (даже в случае полной
тепловой изоляции) к единице.
276

Если принять, что температура будет сохраняться постоянной, то
постоянной будет также и вязкость воздуха, а следовательно, и Re, значение
которого необходимо для вычисления коэффициента сопротивления трения X
по выражению (17).
С учетом указанного для приближенных расчетов потерь напора по длине
трубопровода может быть применена известная формула гидравлики (14)
с подстановкой средних значений входящих в нее параметров. При
пользовании этой формулой газ условно представляется в виде несжимаемой
жидкости, имеющей некоторые средние параметры:
4р = Л-ря = Я-^.-у-Рср| (108)
где рх и р2 — давления в концевых сечениях рассматриваемого участка;
К — средний для рассматриваемого отрезка трубопровода
коэффициент сопротивления трению;
и = JH средняя по длине трубопровода скорость воздуха в трубо-
(РсР
проводе площадью сечения /;
т = fucppcp — массовый расход воздуха;
9ср — w% средняя плотность воздуха (в первом приближении рср =
"ср* ср
__ Pi -г р2 \ . здесь Rcp — удельная газовая постоянная
при среднем давлении и температуре;
Pi и р2 ~" плотность в начале и в конце рассматриваемого участка
трубопровода (приближенно принимают рх = р2 = р).
Расчеты показывают, что течение воздуха в каналах пневмосистемы
носит обычно турбулентный характер (Re > 2300), в соответствии с чем
коэффициент X вычисляют по тому же выражению, что и при расчетах
каналов гидросистем.
В прак1гике при 2300 << Re << 108 часто применяют также эмпирическую
формулу, учитывающую шероховатость поверхности трубопровода:
*-«•■» (-3-+-&Г-
где kid —- относительная шероховатость внутренней _ поверхности
трубопровода;
здесь k — абсолютная шероховатость;
d — внутренний диаметр трубопровода.
Величина Re, входящая в эту формулу, рассчитывается в данном случае
по уравнению (11), которое при подстановке массового расхода
и средних значений входящих параметров примет вид
г> 4т 4т
гДе Рср — средняя плотность газа;
а —: диаметр воздухопровода;
vcP = — и fop = vcppcp — средние значения кинематической и дина-
Рср
мической вязкости.
На рис. 225 приведены рассчитанные по последней формуле графики
зависимости X от Re для трубопроводов различных относительных
шероховатостей kid.
277

Приняв приближенно
Pi
_ Pi
V2t ~~ RT2 * * c*
n _ P1 + P2 _
Pep — 2 ~~
уравнение (108) можно представить в виде
2RT
= Рср-
RT >
где R — газовая постоянная при средних значениях давления ргп и темпе-
TIT Р
ратуры Tcp=
Для приближенных расчетов течения газа по трубопроводам можне
с достаточной точностью пользоваться также следующим упрощенным
уравнением (при условии 0,9 <-£*-< Л:
\ Р\ )
Подставив
■Л)-
RT, >
получим
*г(Р1—р*) • (1оэ;
Sc2^S^^p.^e"SS! Течение газа через местные сопро
духа в трубопроводах с различной тивления. Местные сопротивления в си
относительной шероховатостью стеме пневмопривода, как и в системе
гидропривода, играют важную роль, тар
как от правильности оценки параметров потока воздуха, протекающегс
через местные сопротивления, зависят точность и надежность расчетов
пневмосистем.
В отличие от течения жидкости, при котором энергия потока, расходуема*
на преодоление сопротивлений, превращается в тепловую энергию без после
дующего обратного превращения ее в механическую энергию, механически*
энергия при течении потока воздуха, преобразовываясь в тепловую, частичне
или полностью поглощается самим потоком (происходит перераспределение
энергии). Ввиду этого механическая энергия потока воздуха, израсходован
ная на ^преодоление сопротивлений, не является безвозвратно потерянной
энергией, иначе говоря, полная энергия потока сохраняется неизменной
если пренебречь теплообменом между потоком и окружающей средой.
Расчет местных сопротивлений пневмосистемы производится в общей
случае по уравнению (84). Однако ввиду сложности этого уравнения чаете
пользуются при вычислении расхода газа через местное сопротивление при
ближенным равенством (109).
Для определения потерь напора в местных сопротивлениях пользуютс*
в общем случае известным из гидравлики выражением (19).
Пользуясь законом неразрывности потока и полагая процесс дроссели
рования в местных сопротивлениях политропным, получим в результате
преобразований формулу для массового расхода воздуха
т
где р0 и То — давление и начальная температура газа на входе в местное
сопротивление;
/ — площадь проходного сечения местного сопротивления;
х — отношение давлений воздуха.
278

Показатель политропы можно определить, считая расширение политроп-
м:
1
шм:
1
чде Тк — конечная температура газа при расширении (определяется по
Т—S-диаграмме для данного газа).
Дроссели. Наиболее распространенным местным сопротивлением яв-
1яется дроссель, с помощью которого изменяется сопротивление проходу
>абочей среды (воздуха) и регулируется расход этой среды. С помощью
фосселя также создаются элементы пневмоавтоматики, в которых
производится суммирование давлений, а также пропорциональное изменение
)дного давления в зависимости от другого и пр.
Конструктивно дроссели пневмосистем подобны дросселям гидросистем.
3 частности, распространены дроссели в виде отверстия в шайбе
см. рис. 107, а). Массовый расход воздуха через подобный дроссель является
1ри М << 1 функцией отношения давлений газа pjpi в дросселирующем
)лементе (здесь М число Маха):
да рх и р2 — давления перед дросселирующим элементом и после него
(на выходе из дросселя).
Принимая, что процесс течения газа через такой дроссель сечением /
см. рис. 77, а) адиабатный, фактический массовый расход m газа' можно
вычислить:
а) при подкритическом режиме 1 > (—) > ( —) — по уравне-
шю (83);
б) при надкритическом режиме (— <0,528)—по уравнению (87).
Значение \i может быть вычислено по формулам для несжимаемой жид-
сости (см. стр. 32). Практически режим течения газа через дроссели квад-
>атичного типа (см. рис. 77) является турбулентным. Так, принимая Re^p =
= 2300, можно показать, что для шайбовых дросселей турбулентный режим
фи возможных перепадах давления будет наблюдаться при d >> 0,2 мм.
Вследствие некоторой сложности расчетов по уравнению (80) пользуются
фиближенной зависимостью, полученной исходя из того, что функция
остаточно точно аппроксимируется функцией
В соответствии с этим массовый расход газа через дроссель
Критическое отношение давлений газа, при котором имеет место макси-
[альиый его расход,
= (
Pl / кр \ П + 1
Для адиабатного процесса значение этого расширения равно, как это
ыло указано на стр. 266,
Л*-) = 0,528.
PiJkp
279

Пользуются также расчетной формулой, полученной путем
преобразования формулы (83) с учетом изотермного процесса:
—
ОписываемаяЪоследним выражением функция расширени я газа имеет
значение — = 0,5, что достаточно близко к значению — = 0,528, соответствую-
Pi Pi
щему формуле, (85).
Применяются также дроссели, в которых расход регулируется изменением
длины дроссельного канала. Наиболее распространенной конструкцией
такого дросселя является винтовой дроссель (см. рис. 76, а).
Подобные " дроссели обладают важным для практики положительным
качеством — стабильностью регулирования, заключающейся в том, что при
повторных установках дросселя в одно и то же положение расходная
характеристика его сохраняется практически
неизменной. В дросселях этого типа может иметь
место при небольших перепадах давления
ламинарный режим течения, характеристика
которого определяется уравнением Пуазейля
[см. уравнение (12)]
Рис. 226.
Последовательное'соединение пневмодросселей
128jxL
Да
где р — плотность воздуха, которую обычно принимают постоянной;
\i — динамическая вязкость воздуха.
Последовательное соединение дросселей. Путем последовательного v
параллельного соединения дросселей создаются элементы пневмоавтоматики.
На рис. 226 представлена схема одного из таких элементов, получившегс
название пневмокамеры, которая представляет собой проточную камеру,
образованную двумя последовательно расположенными дросселями
площадью /х. и /2- Эта камера обладает свойством пропорционального
редуцирования давлений, благодаря чему она входит как основной элемент в схемы
многих приборов пневмоавтоматики.
Допустим, что во входном дросселе площадью fx имеет место подкрити
ческий процесс течения. В этом случае расход через этот дроссель
определится по уравнению [см. уравнение (80)]
т = \
где р0 и р0 — заданное давление и плотность газа перед дросселем пло
щадью /2;
рг — давление в проточной камере а.
Предположим далее, что в выходном дросселе площадью f2 имеет месте
надкритический процесс истечения. Расход через дроссель /2 в этом случае
определится по уравнению [см. уравнение (86)]
т
-«_-/У
где рг— плотность газа в камере а.
Приравнивая расходы и возводя обе части равенства в квадрат, а также
учитывая, что
Pi
Ро
280

получим
2_ k+l
~ к
\ *-1 /
Следовательно, при подкритическом процессе в дросселе площадью /х
и при надкритическом процессе в дросселе площадью /2 отношение
абсолютного давления рг в проточной камере а к абсолютному входному давлению р0
определится отношением площадей этих дросселей /2//i-
При надкритическом процессе в обоих дросселях имеет место
РО /й
По аналогии с электрическим потенциометром иневмокамера называется
пневматическим потенциометром.
Схема рассмотренного дроссельного элемента положена в основу ряда
автоматических приборов, обладающих свойствами пропорционального
редуцирования (см. рис. 244, а и 253, в).
ЭЛЕМЕНТЫ ПНЕВМОПРИВОДОВ
Пневмодвигатели
По принципу действия и конструктивному выполнению элементы пневмо-
систем подобны, за исключением источников питания, соответствующим
элементам гидросистем, а часто в обеих системах применяются одни и те же
типы этих элементов.
В частности, преобразование энергии сжатого воздуха в механическую
работу производится в этих системах объемными пневмодвигателями вра-
дательного (пневмомоторы) и прямолинейного (силовые пневмоцилиндры)
движения (рис. 227 и 3). Реже применяются пневмоповоротники (моментные
лневмоцилиндры).
Под объемным пневмодвигателем понимается пневмодвигатель, в котором
1реобразование энергии происходит в процессе попеременного заполнения
забочей камеры рабочим газом и вытеснения его из рабочей камеры.
В качестве объемных пневмодвигателей (пневмомоторов) вращательного
движения применяются пластинчатые и шестеренные машины.
Устройство и расчеты компрессоров и пневмодвигателей были
рассмотрены J3 курсе «Объемные насосы и гидродвигатели».
На рис. 227, а приведена конструктивная схема типового пластинчатого
шигателя (пневмомотора) вращательного движения. Сжатый воздух под-
юдится через канал а корпуса, и далее через отверстия в статоре 2 он посту-
тет в соответствующую рабочую камеру мотора, образованную двумя
смежными пластинами 3 и поверхностями статора 2 и ротора У, и, действуя
ia эти пластины, развивает крутящий момент. После того как камера запол-
гения отсечется при вращении ротора 1 от связанных с Окном питания
:аналов Ь в статоре, наполнение ее сжатым воздухом прекращается. При
альнейшем вращении ротора объем камеры увеличивается (<7i <C Яъ) и
расширяющийся воздух продолжает действовать на ограничивающие ее
платины, развивая крутящий момент. При соединении камеры, заполненной
астично расширившимся воздухом, с каналами с статора 2 воздух удаляется
; атмосферу.
Скорость пневмомотора регулируется путем поворота его статора 2,
фи котором изменяется продолжительность соединения рабочих камер
отверстиями b питания, а следовательно, и степень наполнения камер
жатым воздухом. Подобный пневмодвигатель (пневмопривод), в котором
281

регулирование производится путем отсечки потока рабочего газа, называю'
пневмодвигатель (пневмопривод) с регулированием отсечкой, причем по,
отсечкой понимается прекращение подачи рабочего газа в рабочие камерь
пневмодвигателя в момент, когда еще происходит увеличение их объема.
Работа пневмомотора может протекать и при полном расширении воздух;
до давления, близкого к атмосферному, однако в реальных машинах приме
няется частичное расширение, так как полное расширение ведет вследстви<
значительного понижения температуры к увеличению размеров машины i
к обмерзанию воздушных каналов.
Рис. 227. Пнеймомоторы
На рис. 227, б представлена конструкция пневмомотора шестеренног
типа, который представляет собой пару косозубых шестерен 2 и 3 (угол ш
клона зубьев 6—8°), Еалики которых установлены на подшипниках каченш
Для обеспечения работы в условиях плохой смазки применены боковь
диски 1 из антифрикционного материала. Смазка шестерен при работе пне]
момотора осуществляется автомасленкой, подающей масло в поток сжатог
воздуха, который через кран управления по каналам в корпусе пиевмодв]
гателя подается к блоку роторов.
В ряде конструкций применены автоматические устройства центробел
ного типа, ограничивающие максимальную скорость пневмомотора.
На рис. 228 показана индикаторная диаграмма идеализированного пр<
цесса, в котором наполнение цилиндра происходит при постоянном давл
нии р, равном магистральному, а выпуск — при атмосферном давлении р
На участке 1—2 пути перемещения поршня цилиндр наполняется сжаты
воздухом; в точке 2 питание прекращается, и начинается процесс расшир
ния воздуха (кривая 2—3 соответствует расширению по адиабате, а крив£
2—3' — расширению по изотерме); в точке 3 (или 3') цилиндр соединяете
с атмосферой, и давление мгновенно падает до атмосферного р0 (точка 4
при котором и вытесняется воздух из цилиндра; в точке 5 цилиндр отсоед
няется от атмосферы, и оставшийся в нем воздух сжимается до давления р
282

в точке 6 цилиндр вновь соединяется с рабочей магистралью, и давление
в нем мгновенно повышается до давления р в последней; далее процесс
повторяется.
Действительный процесс отличается от описанного идеализированного.
В частности, кривая давления наполнения не строго параллельна оси
абсцисс, а наклонена к ней (на рис. 228 изображена штриховой линией). Кроме
гого , по ходу поршня она колеблется. Помимо этого, повышение давления
при заполнении цилиндра, а также понижение при выпуске происходят
ле мгновенно, а в течение некоторого времени, которое зависит от различных
факторов, в том числе от объема вредного пространства.
Колебания давления в цилиндрах вызываются также наложением
процессов, происходящих в соседних цилиндрах. Последнее обусловлено тем,
ito воздухораспределители обычно вы-
юлняются так, что с рабочей маги-
ггралью одновременно соединяются не-
жолько цилиндров, в одном из которых
троцесс наполнения подходит к концу,
1 в другом он лишь начинается. Оче-
зидно, вследствие этого воздух перете-
сает из цилиндра с более высоким дав-
юнием в цилиндр с меньшим давле-
шем, что может служить причиной
юлебания среднего индикаторного
давания.
В соответствии с этим идеализиро-
'.анная индикаторная диаграмма дает
верхнюю границу эффективности пневмопривода (его максимально возмож-
[ую работу) без учета потерьсжатого воздуха.Отношение площади фактической
[ндикаторной диаграммы (упрощенный вид этой диаграммы отмечен точеч-
[ой штриховкой) к площади идеализированной характеризует качество пнев-
юмотора и называется коэффициентом полноты индикаторной диаграммы.
Среднее значение расчетного крутящего момента пневмомотора может
ыть вычислено по уравнению (36):
м — N,
-"■ 2пп '
де N — расчетная мощность;
п — частота вращения в об/мин.
Подставив значение N = ApQ = Apqn, получим
А
м = -
Рис. 228. Индикаторная диаграмма
пневмомотора
2л '
де Ар — средний перепад давления, вычисленный по индикаторной
диаграмме;
q — рабочий объем мотора.
Перепад давления можно для приближенных расчетов принять равным
ысоте прямоугольника, площадь которого равна площади индикаторной
иаграммы.
Скорость вращения ротора пневмомотора регулируется изменением рас-
эда сжатого воздуха с помощью дросселя, включаемого обычно во входную
агистраль, а крутящий момент — изменением давления, осуществляемым
ггулятором (редуктором) давления.
Мембранные исполнительные пневмомеханизмы
В пневмосистемах, и в особенности в пневмоавтоматике с небольшими
эдами исполнительных механизмов и давлениями (<10 кГ/см2), широко
аспространены пневмоаппараты, основанные на использовании упругих
283

элементов (мембраны, сильфоны и пр.). Эти аппараты применяются ка!
в качестве исполнительных механизмов, так и в качестве чувствительны)
элементов, воспринимающих измеряемую величину.
В системах промышленной пневмоавтоматики применяются преимуще
ственно приборы с эластичными неметаллическими (резиновыми и пластмас
совыми) мембранами, которые отличаются простотой конструкции, а такж-
возможностью обеспечения полной герметичности.
Принцип действия и основные расчеты этих устройств были рассмотрен!
выше, однако применительно к условиям работы в чувствительных эле
ментах пневмоавтоматики к мембранным устройствам предъявляется ря,
дополнительных требований. В частности, характеристики узлов этих пнеЕ
моприборов в значительной мере определяются свойствами их упруги
элементов — эластичных мембран, определяемыми как качеством материя
ла, так и их свойствами сохранять эффективную площадь при различны,
условиях работы (величинах хода, перепадах давления и пр.).
Рис. 229. Схемы мембранных узлов
Наиболее важным параметром является постоянство эффективной пл<
щади мембраны, изменейие которой является одним из основных источнике
погрешностей мембранных механизмов. Эти изменения эффективной пл-
щади в функции изменения перепада давления и перемещения " жестко]
центра мембраны относительно плоскости ее защемления являются осиовне
характеристикой мембранных пневмоприборов. Для обеспечения высокс
чувствительности мембрана должна иметь малую жесткость на изгиб
быть податливой при растяжении в окружном направлении, но долж1
быть достаточно жесткой при растяжении в радиальном направлении.
Обеспечение заданного закона изменения эффективной площади мембра
ного узла. Рассмотренное выше свойство мембран изменять свою эффекти
ную площадь при перемещении жесткого центра (см. стр. 58), которое д;
большинства случаев применения мембран является отрицательным фа
тором, поскольку оно ограничивает точность пневмоприборов, часто испол
зуется для создания ряда специальных приборов пневмоавтоматики,
В частности, в системах пневмоавтоматики требуется обеспечить плавн
' бесступенчатое регулирование (изменение) эффективной площади мембра!
по заданному закону.
На рис. 229, а изображена схема мембранного узла, эффективная пл
щадь мембраны которой регулируется смещением жесткого центра. Me
бранное полотно 2 защемлено по периметру между верхней 1 и нижней
частями корпуса. Центральная часть полотна зажата на грибообразш
штоке 4, который выполняет роль жесткого центра.
284

Внутренняя боковая поверхность нижней части корпуса 3 и внещняя
боковая поверхность жесткого штока 4 выполнены по заданному профилю
(обычно в виде усеченного прямого конуса с равными углами конусности
при вершине, составляющими 60°). Усилие давления подводимого воздуха
передается на выход через шток 5 регулируемой длины.
При допущении, что участок свободного провисания на дуге аЬ
(рис. 229, а) очерчен дугой круга и образующие конусов являются
касательными к этой дуге, эффективная площадь определяется текущими
значениями диаметров D и d граничных линий касания полотна мембраны с
коническими поверхностями. Последнее обусловлено тем, что участки
мембранного полотна, лежащие на конических поверхностях корпуса и жесткого
центра, в работе мембранного механизма не участвуют, причем при равных
углах конусности дуга кривой участка провисания сохраняется постоянной
для всех1 положений жесткого центра по оси. Однако поскольку провисание
мембранного полотна, определяющее эффективную площадь мембраны,
изменяется при перемещении жесткого центра в осевом направлении,
изменяется с положением этого центра также и эффективная площадь
мембраны. Так, например, при максимальном смещении жесткого центра
из некоторого текущего положения, определяемого диаметрами контакта
полотна D и d, вверх (на рис. 229, а это положение изображено штриховой
линией) контакт мембраны с внутренней поверхностью конуса корпуса 3
происходит по диаметрам Dmax £> £> и с внешней поверхностью конуса
жесткого штока 4 по диаметру основания конуса dmax \> d. В соответствии с этим
эффективная площадь мембраны достигает в этом положении максимального
значения, определяемого из выражения
ЗХ / 2 * 2 \
Аналогично для крайнего нижнего положения жесткого центра текущие
значения d и D принимают значения dmin < d и £>min <D, причем dmln
равно диаметру жесткого центра, a Dmln — диаметру нижнего отверстия
корпуса 3 (рис. 229, а).
В соответствии с этим минимальная эффективная площадь мембраны
о Л /р.2 д_ Г) А Л_ Л1 \
Диапазон изменения эффективной площади
AS = Smax -r- Smln.
Следовательно, минимальная и максимальная эффективная площадь
мембраны и диапазон изменения этой площади определяются наименьшими и
наибольшими диаметрами оснований этих конусов.
Анализ уравнений и результаты испытаний показывают, что эффективная
площадь изменяется при перемещении жесткого центра от 5mirl до Smax по
параболе (вытяжкой полотна мембраны пренебрегаем). Соответственно
жесткость мембраны, характеризуемая функцией, S = f (х), где х — перемещение
центра, находится для рассматриваемой схемы и условий в линейной зави-
:имости от положения жесткого центра относительно его крайнего нижнего
юложения.
Для расширения диапазона изменения эффективной площади
мембранного прибора применяют схемы с двумя мембранами, соединенными с общим
жестким центром в виде двух усеченных прямых конусов равной конусности,
зершины которых обращены друг к другу (рис. 229, б).
Нетрудно видеть, что усилия, развиваемые этими мембранами при подаче
зоздуха в камеру, направлены в противоположные стороны, ввиду чего
эффективная, площадь такой двухмембранной коробки равна разности
эффективных площадей ее мембран, которые определяются, как и в ранее рассмот-
зенной схеме, текущими эффективными диаметрами Dx и Z?2.
285

В соответствии с этим с помощью такой двухмембранной коробки можнс
получить как нулевую, так и отрицательную эффективную площадь
мембраны, т. е. усилие такого механизма может изменить свой знак. При
перемещении общего центра / мембран вниз эффективная площадь нижней
мембраны 3 уменьшается, а верхней 2 — увеличивается. Поскольку
эффективная площадь всей мембранной коробки в этой схеме равна разности
эффективных площадей мембран 2 и 3, то при некотором положении жесткого
центра 1, в котором площади мембран равны, результирующая эффективная
площадь равна нулю. При дальнейшем смещении жесткого центра в том же
направлении эффективная площадь верхней мембраны 2 станет больше, чем
нижней 3 (эффективная площадь станет «отрицательной»), в соответствии
с чем изменится знак усилия на штоке.
Анализ показывает, что эффективная площадь такой мембранной коробки
практически находится в линейной зависимости от перемещения ее жесткого
центра, и следовательно, она обладает постоянной жесткостью.
Распределительная и регулирующая аппаратура пневмосистем
В пневмосистемах применяется распределительная и регулирующая
аппаратура тех же типов и'конструктивных исполнений, что и в гидросистемах,
и лишь в отдельных случаях применяются дополнительные средства для
повышения герметичности и
обеспечения смазки. Так, например,
повсеместно .применяются распределительные и
прочие регулирующие клапаны с
дополнительными средствами герметизации в виде
резиновых уплотнительных колец, а также
клапаны с эластичными затворами.
Распределительные клапаны. Для
распределения воздуха применяются двухпозици-
оиные клапаны и золотники с плоскими
распределительными элементами, которые
обеспечивают высокую герметичность
соединения.
На рис. 230 приведена принципиальная
схема клапанного распределителя для
управления пневмоцилиндром одностороннего
действия. Подвод сжатого воздуха
производится к каналу ft, а отвод отработавшего
воздуха — через канал а. Рабочая полость
силового цилиндра 1 соединена с каналом с. При
повороте рычага 4 утапливается тот или иной
клапан 2 или 5, в результате воздух или
подводится в рабочую полость цилиндра /,
или отводится из него в атмосферу. Герметизация затворов клапанов
осуществляется плоскими или резиновыми фторопластовыми кольцами 3,
заделанными в металлические части затворов.
Клапан управляется вручную различными рычагами и толкателями,
а также электромагнитами и сжатым воздухом, причем при отсутствии
управляющего воздействия затвор клапана обычно перекрывает под
воздействием пружины проход воздуха от подводящего к выходному отверстию.
На рис. 231 представлены клапаны с ручным воздействием на толкатель 2,
осуществляемым через рычаг 1 (рис. 231, а), и механическим воздействием
на этот толкатель (рис. 231, в).
Сжатый воздух (давление до 6кГ/см2) подводится к каналу Ъ (рис. 231, а).
В положении затвора клапана 4, показанном на рис. 231, а (толкатель 2
не нажат), он усилием пружины 5 и давления сжатого воздуха прижимается
к седлу втулки 6 и герметично перекрывает с помощью резиновой прокладки 3
286
Рис. 230. Схема клапанного пнев-
мораспределителя

фоход воздуху от входного отверстия Ъ к отверстию а, которое сообщается
[ерез осевое сверление толкателя 2 с атмосферой. При утапливании
(перемещении вправо) толкателя 2 он упирается сначала:своим торцом в резиновую
:рокладку 3 затвора, отключая отверстие а от атмосферы, и при дальнейшем
еремещении отрывает затвор клапана 4 от седла, открывая при этом проход
жатому воздуху от входного отверстия Ь в отверстие а пневмодвигателя.
Ь J 4
6) 3)
Рис. 231. Типовые конструкции пневмоклапанов
На рис. 231, б показан клапан с пневматическим воздействием на тол-
тел ь 3 через поршень 2 пневмоцилиндра /. Сжатый воздух подается в ка-
1Л а.
В тех случаях, когда требуется обеспечить фиксирование затвора в обоих
•айних его положениях, применяются различные механические средства,
клапане, представленном на рис. 231, г, это обеспечивается тем, что рычаг /
здействует на толкатель 4 через перемещающуюся в направляющих 2 косую
шбу 3, с помощью которой рычаг 1 фиксируется в обоих крайних своих
ложениях. Эта фиксация обеспечивается тем, что в обоих'крайних поло-
^ниях рычага / усилие реакции подпружиненной косой шайбы 3 стремится
ержать его в этом положении.
Пневмоклапаны с электромагнитным управлением. В системах пневмо-
томатики широко применяются распределительиые^клапаны с электро-
1гнитным управлением.
На рис. 232 приведена принципиальная схема пневмопривода с распреде-
нием плоскими клапанами с резиновыми затворами. Открытие (утапли-
ние) клапанов 1 и 3 осуществляется электромагнитом 4 через рычаг 2 и
287

закрытие — пружинами 7. При утапливании левого клапана / и
освобождении правого клапана 3 левая полость пневмоцилиндра 6 соединяется с
магистралью 5 питания сжатым воздухом, а правая — с атмосферой и наоборот.
Применяются клапаны прямого действия и с серводействием
(двухступенчатые клапаны).
На рис. 233, а приведена схема двухпозиционного клапанного
распределителя (пневмокрана) с электромагнитным сервоприводом.
Запорный узел этого распределителя
состоит из двух клапанов (затворов), один из
которых 2, нагруженный пружиной /,
является собственно распределителем, а
второй 3, связанный с якорем 6 электромагнита
5, — вспомогательным клапаном (клапаном-
пилотом), управляющим основным
клапаном 2.
При подаче напряжения на обмотку
электромагнита 5 его якорь 6 переместится,
преодолевая усилие пружины 7 вправо, в
результате правый затвор вспомогательного
клапана 3 сядет на седло 4, отойдя от седла
8, выполненного в основном клапане 2
(рис. 233, а). При этом воздух под давлением
поступит в камеру с и, действуя на
правый торец основного клапана 2, переместит
его влево, соединив канал питания а с каналом потребителя Ь и перекрыв
одновременно проход к каналу d, ведущему в атмосферу.
После обесточивания обмоток электромагнита 5 его якорь 6 под действием
пружины 7 переместится влево, в результате связанный с ним затвор
вспомогательного клапана 3 отойдет от седла 4 и соединит камеру с с атмосферой.
Это позволит пружине / возвратить основной клапан 2 в исходное (правое)
положение (рис. 233, б). При этом клапан «3 сядет на седло 8, перекрывая
доступ воздуха из канала питания а в камеру с.
Рис. 232. Схема пневмопривода
с клапанным распределителем
Рис. 233. Схема клапанного распределителя с электромагнитным приводом
Золотники с плоским распределительным элементом. Распространень
пневмораспределители с плоским распределительным элементом
(золотником), которые выполняются с различным (ручным, пневматическим и
электрическим) управлением.
Конструктивно эти золотники подобны аналогичным золотникам
гидросистем.
Управление этими распределителями осуществляется, как правило, с
помощью пневматических устройств или электромагнитов.
На рис. 234 показана принципиальная пневмосхема с
электропневматическим распределителем в виде плоского золотника 9 (см. также рис. 54),
288 ,

приводимым связанным с ним дифференциальным плунжером / (диаметр
D > d).
Командными элементами в этой схеме являются концевые
выключатели 7 и 8, на которые воздействуют упоры, установленные на штоке
силового пневмоцилиндра 6. Исполнительным элементом является сердечник
электромагнита 3, несущий управляющие пневмоклапаны 2 и 4, отжимаемые
пружиной 5 в левое положение, в котором клапан 2 перекрывает канал d,
соединенный с межпоршневой камерой b и вводным каналом а.
При втягивании сердечника в катушку пневмоклапан 4 отсоединяет
камеру с от атмосферы, а клапан 2 соединяет ее с каналом пневмосети, в
результате сжатый воздух, воздействуя на дифференциальный плунжер /,
перемещает плоский золотник 9 в левое положение, в соответствии с чем
поршень пневмоцилиндра 6
перемещается влево.
В конце хода штока
пневмоцилиндра 6 им приводится в действие
выключатель S, который обесточивает
электромагнит 3, в результате клапан 4
соединяет камеру с с .атмосферой, а
клапан 2 перекрывает канал к,
соединяющий ее с камерой Ь между
дифференциальными поршнями
распределительного плунжера 1. При этом
плунжер вместе с золотником 9 в результате
действия на его поршни неуравнове- ? ^Я Т
4 5
Рис. 234. Принципиальная схема
пневмопривода с плоским золотником и
электропневматическим управлением
шенного вследствие разности площадей
давления в камере перемещается вправо
(в положение, показанное на рис. 234),
соединяя левую полость
пневмоцилиндра б с каналом а питания. В
результате шток пневмоцилиндра 6 возвратится в исходное положение,
воздействуя в конце своего хода на выключатель 7. Далее цикл повторится.
На рис. 235, а представлена конструкция золотника с двусторонним
пневматическим управлением прямого действия.
Плоский золотник 5 перемещается из одного крайнего положения в
другое поршнями 1 и 4, общий шток 2 которых механически связан с
золотником. К зеркалу корпуса 6 распределителя золотник 5 прижимается усилием
пружины 3 и давлением воздуха в камере g, соединенной с каналом с
штания.
Сжатый воздух подводится к каналу с и отводится в атмосферу через
<анал е. Перемещение золотника осуществляется давлением сжатого
воздуха, подводимого поочередно в цилиндры двустороннего поршня от какого-
либо источника через отверстия а я Ь.
В одном из крайних положений золотника 5 сжатый воздух проходит
i отверстию /, связанному с одной из полостей пневмоцилиндра, а отвер-
:тие d в это время сообщается с атмосферой. В другом крайнем положеции
юлотника отверстие / сообщается с атмосферой, а отверстие d второй полости
шевмопривода — с магистралью сжатого воздуха. Следовательно, отвер-
:тия / и d, соединенные с полостями силового пневмоцилиндра, сообщаются
юпеременно при перемещении золотника 5 либо с каналом питания, либо
: атмосферой. Необходимо учесть, что золотник в этой схеме распределения
>удет нагружен давлением воздуха, действующим на всю омываемую им
юверхность.
На рис. 235, б показана конструкция двухпозиционного четырехходо-
юго воздухораспределителя этого типа с двусторонним электропневматиче-
:ким управлением. Сжатый воздух подводится к внутренней полости с
воздухораспределителя через входное отверстие h и далее в зависимости
Ю т. М. Башта
289

f 2 3 *
f e d 5 с
e f g h i
b)
Рис. 235. Конструкции плоского золотника с управлением:
а — пневматическим; б — электропневматическим
Рис. 236. Кран последовательного включения
290

от положения золотника 5 поступает к соответствующим каналам е или g,
связанным с полостями пневмоцилиндра.
На рис. 235, б правый электромагнит 1 показан во включенном
положении, а левый — в выключенном.
Якорь правого электромагнита, втягиваясь, нажимает на стержень 2
клапана управления, открывая затворы. Сжатый воздух из полости с через
отверстие i малой площади сечения (дроссель) поступает в полости d и Ь
под торцы поршня 4, При включенном правом электромагните стержень 3
вместе с резиновой прокладкой отодвигается влево, открывая выход сжатому
воздуху из полости Ъ через отверстие а в атмосферу. В результате давление
воздуха в полости Ъ падает, тогда как в полости d оно равно подводимому,
ввиду чего поршень 4 с золотником 5 перемещается в правое положение.
В этом положении золотника сжатый воздух из полости с поступает в
отверстие е, а отверстие g сообщается с атмосферой через отверстие /. При этом
поршень 4 кольцевым выступом (рыльцем) упирается в резиновую
прокладку 6 и закрывает выход сжатому воздуху через отверстие а в атмосферу
в течение всего времени, пока электромагнит включен.
При выключении правого электромагнита стержень (затвор клапана) 3
возвращается в исходное положение.
При включении левого электромагнита полость d соединяется с
атмосферой и поршень 4 вместе с золотником 5 переместится влево. При этом сжатый
воздух из полости с поступает в отверстие gy а отверстие е сообщается с
атмосферой через отверстие /.
Краны последовательного включения. Для последовательного включения
двух силовых пневмоцилиндров при движении их штоков в одном
направлении и для одновременного возвращения в другом направлении, что часто
требуется в пневмоприводах станков и других машин, применяются
многопозиционные поворотные золотники (краны) с плоским распределительным
элементом. Распределитель (рис. 236) представляет собой трехпозиционный
шестиходовой кран с ручным управлением. Сжатый воздух подводится
к крану через канал а к внутренней полости Ъ крана, образованной
корпусом 4 и крышкой 3, и отводится в атмосферу через канал с. К зеркалу
крышки 3 прижимается давлением сжатого воздуха и пружиной 6 плоский
зодотник 5, поворот которого производится с помощью валика 1 и
рукоятки 2, имеющей три фиксированных положения, в которых каналы
распределителя d, e, / и g, ведущие к полостям управляемых пневмоцилиндров
(двигателей), сообщаются попеременно с полостью давления или с
атмосферой. В положении А входной канал а соединяется с каналами d и / и
выходной канал с с каналами е и g; при повороте крана против часовой стрелки
(в положение В) входной канал а соединен с каналами d и g, а при повороте
крана по часовой стрелке (положение С) входной канал соединен с
каналами g и е.
Регулирование скорости пневмодвигателя и схемы управления.
Регулирование скорости пневмодвигателя осуществляется устройствами,
применяемыми в гидродвигателях.
Скорость рабочего органа обычно регулируется дроссельным
регулятором скорости, устанайливаемым на выходе двигателя (см. рис. 102, б).
При колебаниях нагрузки в этом случае, а следовательно, и скорости
перемещения выхода изменяется противодавление в нерабочей (выпускной)
полости, которое сглаживает колебание скорости (повышает плавность
движения).
Для поддержания заданного режима применяются как ручные, так и
автоматические устройства, регулирование которых осуществляется в
большинстве случаев в функции давления или пути; реже применяется
управление в функции времени.
При путевом управлении команды на срабатывание пневмоцилиндра
поступают от управляющих клапанов, которые переключаются в соответ-
* 291

ствующем месте хода движущимся элементом пневмоцилиндра или иной
подвижной частью машины.
Схема пневмопривода с таким управлением приведена на рис. 237, а.
Элементы пневмосистемы показаны в исходном положении, т. е. в
положении, предшествующем началу цикла. Система имеет пусковой клапан 5
и два клапана 1 и 3, управляемые упором 2 на штоке пневмоцилиндра 4,
через которые производится питание сервопривода плоского
распределительного золотника 6. Перемещение последнего обеспечивается сбросом давления
из соответствующей (правой или левой) полости цилиндров сервопривода.
Для этого сжатый воздух постоянно подводится через дроссельные
отверстия а в поршеньках плунжера золотника 6 в обе полости цилиндров
(сервопривода) управления этим золотником.
Рис. 237. Пневмоприводы с управлением:
а — от пути, б — от времени
Система приводится в действие вручную при помощи пускового
клапана 5, при перемещении которого вниз левая полость цилиндра
золотника 6 соединяется через открывшийся клапан 5 и через открытый упором 2
на штоке клапан 3 с атмосферой, в результате давление в левой полости
пневмоцилиндра 4 понизится практически до атмосферного. Поскольку же
клапан 1 при этом остается закрытым, давление в правой полости цилиндра
золотника 6 будет равно давлению в сети, и плунжер золотника под действием
перепада давления переместится влево. При этом сжатый воздух будет
подводиться в левую полость пневмоцилиндра 4, а отработавший — удаляться
в атмосферу. Под действием сил давления сжатого воздуха поршень
силового пневмоцилиндра 4 будет перемещаться вправо. При этом при отходе
упора 2 от клапана 3 последний под действием внутренней пружины
переместится влево, отсоединив правую полость приводного цилиндра
золотника 6 от линии питания и соединив эту полость с атмосферой.
В конце прямого хода штока упор 2 приведет в действие клапан 1,
открывая выход сжатому воздуху из правой полости цилиндра управления
золотника 6, в результате произойдет переключение его в положение обратного
хода штока пневмоцилиндра 4. По окончании этого хода цикл повторится.
Сопротивление дроссельных отверстий а в поршеньках золотника 6 должно
быть возможно большим (значительно выше сопротивления трубопровода
и клапанов 1 и 3).
Управление в функции времени. Управление пневмоприводом в функции
времени характеризуется тем, что сигналы подаются через заданные в
соответствии с технологическим процессом промежутки времени, что
достигается с помощью командоаппаратов и устройств (реле), отсчитывающих
длительность операций.
292

На рис. 237, б показана схема пневмопривода станка, управляемого
с помощью установленного на валу командоаппарата или иной части станка,
вращающегося-кулачка 3, скорость вращения которого определяет
длительность цикла. При утапливании кулачком 3 клапана / сжатый воздух из сети
поступает в правую полость распределителя 2 с дифференциальным
приводным поршнем (d1 ■> d2), перемещая его в положение, соответствующее
рабочему ходу штока пневмоцилиндра 4. При снятии сигнала управления
плунжер распределителя 2 давлением жидкости в левой его полости возвращается
в исходное (правое) положение.
Торможение пневмоприводов. Во многих случаях применения
пневмопривода оказывается необходимым осуществить торможение поршня пневмо-
L_
-X
у
с
0
Ь
1
1 А
щ
Рис. 238. Пневмоприводы с тормозным устройством:
а — внутренним; б — внешним
цилиндра в конце его движения для избежания удара, который
нежелателен или недопустим по условиям прочности механизмов или характера
технологической операции.
Торможение осуществляется внутренним или внешними дроссельными
тормозными устройствами, устанавливаемыми на пути отвода воздуха из
полости опорожнения (нерабочей полости). Эти устройства уменьшают
проходное сечение выходной (отводной) магистрали в некоторой точке хода
поршня пневмоцилиндра, в результате в этой полости создается тормозное
противодавление, снижающее скорость движения поршня.
На рис. 238, а показана схема пневмоцилиндра с подобным
устройством. Питание цилиндра и движение его поршня происходит по обычной
схеме до того, пока соответствующий выступ а на поршне 1 не перекроет
одну из камер Ь. После же того как' поршень / цилиндра перекроет
при движении, например влево, своим выступом а камеру Ь, диаметр
d2 которой равен диаметру dx выступа, воздух сможет удаляться из
выпускной полости (в данном случае — правой) лишь через регулируемый
дроссель 3 малого сечения, в результате воздух в этой полости сжимается,
тормозя движение с интенсивностью, определяемой регулировкой дросселя.
В исходное (левое) положение поршень возвращается после
переключения управляющего пневмораспределителя под воздействием воздуха,
протекающего в правую полость в обход дросселя через обратный клапан 2.
В конце хода поршня вступает в действие тормозная система левой полости
цилиндра. Кинетическая энергия движущихся масс привода 'преобразуется
при торможении в работу сжатия воздуха. Эта работа определяется
количеством сжимаемого в полости цилиндра воздуха и степенью его сжатия
(отношением противодавления в цилиндре в конце и начале торможения),
а также характером процесса сжатия (см. стр. 260).
Недостатком внутренних тормозных устройств является трудность
регулировки момента включения их по ходу поршня, ввиду чего в случае
необходимости подобной регулировки применяют внешние тормозные
устройства. На рис. 238, б показана схема привода с внешним тормозным устрой-
293

ством. Система снабжена четырехходовым распределителем 2 и трехходовым
распределителем 5, управляемым с помощью кулачка 6 на штоке поршня 1
пневмоцилиндра и снабженным регулятором скорости. При перемещении
поршня / вправо сжатый воздух отводится через трехходовой 5 и четырех-
ходовой 2 распределители в атмосферу. В определенном (заданном) месте
хода шток поршня при помощи кулачка 6 переключает (утапливает)
распределитель 5, в результате воздух будет выходить лишь через регулируемый
дроссель 4, ввиду чего обеспечивается снижение скорости поршня до
требуемой величины.
В начале обратного хода поршня (влево) подача сжатого воздуха
происходит до того, как распределитель 5 еще не переключен (находится в
утопленном положении), через распределитель 2 и обратный клапан 3 и после
прекращения действия кулачка 6 на
распределитель 5 — непосредственно мин^я
дроссель (регулятор скорости) 4.
Распределитель 5, обратный клапан 3 и
дроссель 4 обычно комплектуются в^ одном
агрегате, получившем название
тормозного клапана. При помощи этого клапана
могут быть обеспечены как требуемая
степень дросселирования в конце хода
поршня, так и изменение длины тормозного
пути и скорости перемещения на любом
участке пути.
Для торможения движения штока
пневмоцилиндра путем дросселирования
потока вбздуха, удаляемого из
опоражниваемой полости цилиндра, применяют также
специальные тормозные золотники,
которые позволяют затормозить приводимый
рабочий орган (по заданному закону) в
любом месте его пути.
Схема подобного золотника
показана на рис. 239. Золотник состоит
из дроссель'ного плунжера 11 с конусным
затвором, управляемого упором (кулачком) 3 на движущейся части
(штоке 1 пневмоцилиндра 2) машины, и свободно посаженного запорного
клапана 9, нагруженного пружиной 10. Плунжер 11 в свободном
состоянии удерживается пружиной 7 в верхнем положении, в котором между
конусным затвором плунжера 11 и гильзой клапана 9 образуется щель,
по которой воздух из опоражнивающейся (нерабочей) полости
пневмоцилиндра 2 сбрасывается через отверстия с, камеру b и распределительный
кран 5 в атмосферу. В этом случае шток 1 пневмоцилиндра 2
перемещается со скоростью, определяемой ' начальным положением
плунжера 11.
На соответствующем (заданном) участке пути упор 3, связанный со
штоком 1 пневмоцилиндра, нажимает на плунжер 11 и, сжав пружины 7,
перемещает его вниз. При этом плунжер 11 своей конусной частью заходит
в отверстие хвостовика клапана 9, в результате площадь проходного сечения
щели d с перемещением плунжера 11 уменьшается, что вызывает повышение
противодавления в опоражниваемой полости пневмоцилиндра 2 и плавное
затормаживание штока 1. После того как плунжер 11 полностью перекроет
проходную щель, воздух из опорожняемой полости пневмоцилиндра 2
вытесняется лишь через регулируемый дроссель 6, настройкой которого
регулируется скорость штока 1.
При реверсировании распределительного крана 5 сжатый воздух из
магистрали подается в полость Ъ. Преодолевая усилие слабой пружины 10,
294
Рис.
239 Схема тормозного
золотника

Рис. 240. Схема гидравлического демпфера
воздух откроет клапан 9 с уплотняющей прокладкой 8 и направится в
полость, откуда через отверстие а поступит в левую полость пневмоцилиндра 2.
Таким образом обеспечивается при реверсировании беспрепятственное
наполнение пневмоцилиндра сжатым воздухом, несмотря на то, что дроссельный
плунжер 11 еще остается в течение некоторого времени в утопленном
положении.
Плавность торможения и его продолжительность определяются длиной
и профилем нажимного кулачка 3, воздействующего на дроссельный
плунжер 11.
Гидравлические демпферы. Вследствие сжимаемости воздуха обеспечить
при пневматическом демпфере строго заданный закон торможения и
гарантировать остановку поршня точно
в крайнем положении практически I A A f
невозможно. Ввиду этого в случае 3 2 г-г-Хсг-я a f 5^ гт-АртЬ
повышенных требований к
торможению применяют гидравлический
демпфер.
На рис. 240 показана схема
одного из таких демпферов. Демпфер
состоит из конусного штока 1 с двумя
поршнями, межпоршневая камера
d которого заполнена тормозной
жидкостью. Поршень давлением
воздуха в левой полости Ъ,
соединенной с воздушной магистралью,
постоянно удерживается в крайнем правом положении. Поскольку с этой
же магистралью соединен и бачок 2, под таким же давлением будет
находиться до вступления демпфера в действие и тормозная жидкость в
камере d.
После того как поршень 4 силового пневмоцилиндра при перемещении
влево придет в контакт с правым тормозным поршнем и приведет его в
движение в том же направлении, жидкость из камеры d вытесняется через
дроссельное кольцевое проходное сечение, образованное штоком 1 и отверстием
в перегородке с, в правую йолость тормозного цилиндра 3 (в камеру а).
Поршневой шток 1 обычно выполняется в виде конуса, подбором конусности
которого можно обеспечить требуемую эффективность и закон торможения.
Расчеты показывают, что при конусном штоке 1 практически обеспечивается
закон равномерного замедления поршня 4.
Обратное движение поршня 4 пневмоцилиндра осуществляется через
жидкость, находящуюся в бачке 5, в который для этого подводится через
распределитель воздух под давлением.
Рассматриваемая схема предотвращает также жесткий удар поршня 4
при подходе его при прямом ходе к правому поршню штока 1. Из схемы
следует, что при движении поршня 4 влево он вытесняет через отверстия /
жидкость из промежуточной камеры е в бачок 5. После того как первое
из отверстий / будет перекрыто движущимся поршнем 4, эффективность
демпфирования повысится, а после перекрытия и второго отверстия поршень 4
и шток 1 будут связаны жидкостью, запертой в камере е. Благодаря этому
устройству обеспечивается плавность включения демпфирующего
устройства.
Пневматический регулятор. В машиностроении широкое применение
получили автоматические пневматические регуляторы расхода, схема одного
из которых приведена на рис. 241.
Изменение регулируемого параметра (расхода воздуха, протекающего
по магистрали 14) передается в виде сигнала (изменения давления) датчику 4,
которой перемещает заслонку 6 регулятора, изменяя расстояние (зазор) х
между срезом сопла 5 и заслонкой. В результате изменяется давление рг
295

в предсопловой камере & и в камере с сильфона 8, причем при уменьшении
расстояния х давление рг повышается и наоборот. В соответствии с этим
изменяется также и давление р2 на выходе из регулятора, которое и служит
давлением среды, питающей исполнительный механизм (в данном случае
мембранный привод 15 перекрывного вентиля магистрали 14). Давление рг
действует также на второй сильфон 7, площадь которого меньше площади
сильфона 8.
Для обеспечения равновесного состояния процесса при разных величинах
регулируемого параметра в схему регулятора включена обратная связь,
состоящая из камеры а с сильфоном / и пружины 2. В камеру а передается
давление р2
регулируемого(командного) потока воздуха, которое
воздействует на сильфон 1 и перемещает
с помощью штока 3 заслонку б,
снижая входной сигнал датчика 4.
В данной схеме сопло—заслонка
5—6 является усилителем сигнала,
поступающего в сильфонный датчик
а (усилитель первой ступени), а силь-
фонная коробка 10 — усилителем
второй ступени, повышающим с
помощью регулируемого дросселя 11—
12 давление воздуха с рх до р2 на
входе в исполнительный механизм.
Рассмотрим действие сильфонной
коробки 10, являющейся усилителем
второй ступени. Сжатый воздух под
давлением р0 через* регулируемый
дроссель типа сопло—заслонка 9—11
поступает в сильфонную камеру d,
соединенную с одной стороны с
полостью мембранного привода 15 и
одновременно через второй
регулируемый дроссель, состоящий из той же заслонки 11 и трубки 12, с
атмосферой. Заслонка 11 стержнем связана с сильфонной коробкой, вследствие
чего расстояние ее от среза сопла 9 и торца дренажной трубки 12
определяется давлением рг усилителя первой ступени (давлением перед соплом 5).
При перемещении заслонки 11 вниз увеличивается проходное сечение
между ею и соплом 9 и одновременно уменьшается сечение торцовой щели
между заслонкой и трубкой 12. При полном перекрытии заслонкой И
проходного сечения трубки 12 в камере d, а следовательно, и в
мембранном приводе 15 установится максимальное давление.
Равновесие сильфонного датчика определится равенством
15
Рис. 241. Схема пневматического
регулятора
ъ
где F\ и F2 — эффективные площади сильфонов 7 и 8. Ввиду того что
F\ > Ръ будем иметь р2 > рг.
Регулятором этого типа обеспечивается с большой степенью точности
линейная зависимость между изменением регулируемого параметра и
выходным давлением р2, т. е. перемещением исполнительного мембранного
привода перекрывного вентиля магистрали 14. Иначе говоря, каждому
значению регулируемого параметра соответствует строго определенное значение
давления р2 в мембранном приводе.
Аппараты регулирования давления воздуха. Для нормальной работы
пневмосистемы питание ее должно производиться воздухом с постоянным
давлением, которое обеспечивается специальными регуляторами давления
(редукторами давления или редукционными клапанами).
296

Редуктор давления — регулятор, служащий для автоматического
понижения давления сжатого воздуха и автоматического поддержания его на
заданном уровне.
В качестве редукторов применяются преимущественно диафрагменные
(см. рис. 72, б) и сильфонные (см. рис. 73) их типы. Эти редукторы
используются для получения относительно невысоких давлений (до 30—40 кГ/см2)
вследствие ограниченной прочности диафрагмы и сильфона.
Затвор в клапанах, предназначенных для работы с газами, выполняют
обычно в виде плоского (пластинчатого) обрезиненного или изготовленного
из эластичного материала клапана, сажаемого на гнездо с закругленными
выступающими кромками (реже применяются шариковые затворы).
Рис. 242. Редуктор
(регулятор) давления
воздуха (а) и схема
применения его в
пневмоприводе (б)
На рис. 242, а показан один из аппаратов этого назначения, который
в практике получил название стабилизатора (редуктора) давления (см. также
рис. 72, б). Принцип его работы основан на автоматическом изменении
проходного сечения потока воздуха при изменении давления и расхода воздуха
в питающей сети и поддержании, таким образом, постоянства давления
воздуха на выходе стабилизатора (в линии потребителей). Постоянство
давления обеспечивается автоматическим изменением положения дроссельного
клапана, регулирующего проходное^ сечение потока воздуха при
колебаниях давления в камере а, связанной с выходом.
Для установки требуемого рабочего давления на выходе стабилизатора
:лужит регулировочный (дроссельный) винт /, с помощью которого
изменяют усилие пружины 2, воздействующей на мембрану 3, связанную с
клапаном 4, который удерживается в седле пружиной 5. Изменение давления
и расхода воздуха в сети вызывает перемещение мембраны 3 и клапана 4,
вследствие чего изменяется проходное сечение потока воздуха до тех пор,
пока силы, воздействующие на мембрану 3, не уравновесятся и давление
в камере а не стабилизируется.
При уменьшении давления в камере а, что может быть вызвано
уменьшением давления в подводящей сети или увеличением расхода воздуха потре-
5ителями, мембрана 3 под действием пружины 2 опустится и, переместив
297

вниз клапан 4, увеличит проходное сечение потока воздуха, что обеспечи-
выравнивание давления в камере а до заданного.
Увеличение давления в камере а вызовет обратное действие указанны)
частей стабилизатора. Малейшее изменение давления в камере а вызове'
мгновенное изменение положения клапана 4.
На рис. 242, б изображена схема пневмосистемы с диафрагменным регу
лятором, установленным в магистрали питания штоковой (нижней) полость
пневмоцилиндра 5 » давление в которой должно быть ниже давления рпш
в магистрали питания (рред <Срдат).
При повышении давления рред воздух;
на выходе из регулятора (в камере а
• мембрана 3 прогибается вверх, и, преодо
левая усилие пружины 2 и перемещу
К пневмоцилиндру \
Pt/Po
t.0
0,5
а)
Рис. 243. Пневмоприборы
регулирования давления
Рис. 244. Проточная пневмокамера с
дросселем типа сопло—заслонка
вверх плоский затвор клапана 4, уменьшает проходное его сечение. Прх
понижении же давления на выходе проходное сечение клапана увеличи
вается. Настройка регулятора на требуемое давление осуществляется винтов
1, сжимающим пружину 2.
Пропорциональное редуцирование давления. В системах пневмоавтома
тики применяют также приборы регулирования давления, обладающие свой
ством пропорционального редуцирования (редуцирования давления в задан
ном отношении), которое достигается применением последовательно соеди
ненных двух и более дросселей в сочетании с редукционным клапаном
Принцициальная схема подобного регулятора приведена на рис. 243, а
Регулятор состоит из двух камер а и 6, разделенных мембраной 2, связанно!
с редукционным клапаном 5, установленным в верхней камере Ь. На входе
в нижнюю проточную камеру а и на выходе из нее установлены дроссели / и .
постоянного сопротивления. На выходе из верхней камеры установлен
дроссель 4.
В нижней камере действует давление ръ определяемое неравенством
Po>Pi>P2> гДе Ро — давление перед дросселем 1 и р2 — давление посш
дросселя 3.
Выбором сечений этих дросселей /х и /3 устанавливается требуемое дав
ление Pi в нижней камере а, которое поддерживается также и в верхне-
надмембранной камере (считаем мембрану абсолютно эластичной), выбо
ром же сечения /4 дросселя на выходе из верхней камеры регулируется рас
ход воздуха через редукционный клапан 5.
298

Расчет рассматриваемого регулятора сводится к расчету заполнения и
опорожнения камер (емкостей) а и Ь через дроссели 1,3,4. Анализ
показывает, что отношение рг/р0 давлений рг в камере а и р0 — на входе в эту
камеру определится отношением площадей дросселей /3//i, причем при
надкритическом процессе истечения в обоих дросселях имеем
Ро /з
По аналогии с электрическим потенциометром рассмотренную камеру
обычно называют пневматическим потенциометром.
На этом же принципе построен также и аналогичный датчик отношения
давления ро1рг, схема которого представлена на рис. 243, б.
Проточная камера с выходным регулируемым дросселем типа сопло—
заслонка широко применяется, в частности, в пневмогидравлических
следящих приводах в качестве первой ступени усиления (рис. 244, а; см. также
рис. 127). Изменяя перемещением заслонки а расстояние х, т. е. изменяя
проходное сечение выходного регулируемого дросселя, можем управлять
давлением рг в проточной (междроссельной) камере и в соединенном с ней
пневмоцилиндре. На рис. 244, б показана экспериментальная кривая
функции рг = f (х) этой системы.
При малых давлениях питания (р0 ^ 0,5 кГ/см2) пневматическое
устройство этого типа можно приближенно рассчитывать как гидравлическое,
используя уравнение постоянства расхода Q через оба дросселя.
В этом случае имеем, согласно уравнению (19),
Ро Pi = £l ~о~ * ~12~" И Pi P2 == £>2 ~о 1Г '
/1 /2
откуда (полагая коэффициенты сопротивления дросселей £х = £ 2)
' Pl~-P2 __ ^
Ро — Рг !
или
Pl p2
Ро Ро
Ро
где
Pi __ Рг ; (л Рг \ •
2> Ро- Ро^\ Р.)
здесь dx и d2 — диаметры нерегулируемого и регулируемого дросселей.
Электропневматическое реле и индикатор давления. Для контроля
давления в пневмосистемах, осуществляемого воздействием на контакты
микропереключателя, включенного в электрическую цепь управления,
применяют реле давления. Реле представляет собой нагруженную пружиной
мембрану /, на которую действует рабочее давление воздуха (рис. 245;
см. также рис. 84, в).
Давление воздуха, подводимого к каналу а, действует через мембрану /
на грибок 2 и толкатель 5. Если усилие, развиваемое давлением воздуха,
превышает усилие противодействующей пружины 3 (усилие пружины
регулируется винтом 4), то толкатель 5 перемещается и воздействует на штифт
микропереключателя 6.
Аналогичное по принципу действия устройство, называемое индикатором
давления, применяют для подачи сигнала о наличии давления на определенных
299

участках пневмосистем. Этот индикатор представляет собой
миниатюрный силовой пневмоцилиндр одностороннего действия (рис. 246). В корпусе /
цилиндра перемещается поршенек 3, уплотняемый резиновой манжетой 4.
При отсутствии давления на контролируемом участке пневмосистемы
поршенек 3 под действием пружины 2 удерживается в крайнем правом
положении. При появлении же давления он, сжимая пружину 2, перемещается
влево. Выдвинутый шток 5 сигнализует с помощью механических или
электрических устройств о наличии давления на том участке пневмоцепи, к
которому подключен индикатор давления.
Электропневматический вентиль.
В системах пневмоавтоматики
применяются для дистанционного управления
воздушными магистралями вентили
(рис. 247), в которых проходные каналы
закрываются и открываются конусными
клапанами, управляемыми
электромагнитом.
6 -
Рис. 245. Реле давления
ё
9
8 --::-
7^ :-::::
'—Ш
5 g
~*—з
ь 2
_ - i .. _
lip
IP
Яг
k
___ 7
Щ—1 a
^ 2
-J
Рис. 246. Индикатор давления
Рис. 247. Электропневматический
вентиль
При включении электротока, подводимого через клеммную коробку /,
якорь 9 перемещается вниз и с помощью толкателя 8 и клапана 6
перекрывает отверстие в верхнем седле клапана 2 и, одновременно нажимая через
толкатель 5 на нижний клапан 3, открывает нижнее отверстие этого седла.
При этом сжатый воздух, поступающий из магистрали в отверстие 6,
направляется через отверстие с к потребителю.
При обесточивании катушки 7 пружина 4 перемещает вверх нижний
клапан 3, перекрывая поступление воздуха из магистрали. Одновременно с этим
перемещается вверх верхний клапан 5, обеспечивая сброс через канал в седле
клапана 2 и выпускное отверстие а воздуха из системы потребителя в
атмосферу.
Гидропневматические преобразователи давления, В тех случаях, когда
располагаемое давление воздуха недостаточно для получения при
рациональных размерах пневмоагрегатов требуемых усилий, применяют пневмо-
гидравлические преобразователи, в которых относительно невысокое
давление воздуха преобразовывается в высокое давление жидкости, являющейся
300

рабочей средой гидравлической части системы. В частности, такие
усилители применяют в механизмах подачи металлообрабатывающих станков,
причем при применении их представляется возможным получить
значительные усилия подачи при небольших давлениях воздуха.
На рис. 248, а показана схема распространенного пневмогидравлического
преобразователя давления. Сжатый воздух под давлением рв подается
в левую полость а цилиндра преобразователя и, действуя на
дифференциальный поршень У, вытесняет жидкость под повышенным давлением в камеру Ь.
Это давление действует на
поршень 3, развивая усилие на
штоке 2.
Давление жидкости в камере Ъ
D\
Усилие на штоке 2
* Рж 4 3 4 п2 ^в*
На рис. 248, б приведена схема
механизма подачи сверлильного
станка, включающая
преобразователь давления, пневмоцилиндр
4 большого диаметра которого
приводит в движение два
гидроцилиндра 1 и 7 малого . диаметра,
питающие жидкостью
исполнительный силовой гидроцилиндр 3
механизма подачи станка.
Давление р2 в полостях
гидроцилиндров 1 и 7 выше давления
воздуха ръ подводимого в
пневмоцилиндр 4. Оно'
пропорционально отношению большой F и
малой / площади
дифференциального поршня:
__ _F_
Рис. 248. Гидропневматический
преобразователь давления (а) и схема его применения
в пневмосистеме (б)
Сжатый воздух распределяется плоским золотником 9 с
электромагнитным приводом. При подаче воздуха в правую полость пневмоцилиндра 4
поршень его перемещается влево, в результате поршень гидроцилиндра /
преобразователя подает жидкость в силовой гидроцилиндр 3 механизма
подачи станка.
Одновременно жидкость из правой полости гидроцилиндра 3 вытесняется
через регулятор скорости, состоящий из дросселя 6 и обратного клапана 5,
в правую полость гидроцилиндра 7 преобразователя.
Регулятор скорости имеет регулируемый дроссель 6, обратный клапан 5
и обводный золотник (перепускной клапан) 8 с электромагнитным
управлением по сигналам датчика 2.' В начале хода поршня силового
гидроцилиндра 3 жидкость вытесняется им через открытый в исходном положении канал
золотника 8 в обход дросселя 6 и после включения приводного
электромагнита золотника и перекрытия его плунжером 'сливного канала — через
дроссель 6.
Первая часть хода является нерегулируемым ускоренным подводом
инструмента'к изделию и вторая — регулируемым рабочим ходом.
301

При обратном ходе поршня пневмоцилиндра 4 вправо жидкость из
гидроцилиндра 7 преобразователя поступает через обратный клапан 5 в правую
полость гидроцилиндра 3, в результате шпиндель станка ускоренно
перемещается в исходное положение.
ТИПОВЫЕ ПНЕВМОПРИВОДЫ
Комбинированные пневмогидравлические приводы
Применяются также схемы с сочетанием пневматики и гидравлики.
Простейшим случаем является применение сжатого воздуха для привода
распределительного золотника гидросистемы.
На рис. 249 приведена принципиальная схема подобного золотника с
пневматической первой ступенью усиления. Основной золотник 3 гидросистемы
приводится в движение двумя
пневматическими сервоцилиндрами 4 и 2,
управляемыми пневматическим
распределителем 5 с электромагнитом 1.
В зависимости от положения
сердечника электромагнита /, приводящего
в движение вспомогательный пневмо-
золотник, сжатый воздух подается
к пневмоцилиндрам 4 или 2, чем и
осуществляется требуемое управление
основным распределительным золотником 3.
Воздух
Масло
Рис. 249. Схема гидравлического
золотника с пневматическим управлением
Пневмопривод с гидравлическим замедлителем
Вследствие высокой сжимаемости воздуха регулирование скорости
пневматического исполнительного двигателя, и в частности обеспечение заданного
закона движения поршня, крайне затруднительно. Ввиду этого для регу-
Рис. 250. Схемы пневмоприводов с гидравлическими замедлителями •
лирования скорости пневматических исполнительных двигателей
применяются гидравлические регуляторы. В подобных комбинированных пневмо-
гидравлических системах источником энергии служит сжатый воздух, а
регулирование скорости движения поршня обеспечивается с помощью
гидравлических устройств.
На рис. 250, а изображена схема такого привода, предназначенного для
нерегулируемого ускоренного подъема и регулируемого с помощью дрос-
302

селя 3 опускания заслонки металлургической печи. При включении
двухходового распределительного золотника / сжатый воздух от системы
питания поступает в масляно-воздушный резервуар (посредник) 2 и, вытесняя
из него жидкость в штоковую полость гидроцилиндра, перемещает поршень
вниз, поднимая заслонку.
Для того чтобы устранить ограничение скорости подъема заслонки,
установлен параллельно с дросселем 3 обратный клапан 4. В нерабочей (нижней)
полости цилиндра установлен воздушный дроссель 6, создающий подпор
в этой полости, способствующий устойчивости' движения поршня 5.
При перестановке золотника / во второе положение воздух из
резервуара 2 удаляется в атмосферу, и заслонка под действием собственного веса
опускается, вытесняя в бак жидкость
из верхней полости цилиндра через
регулируемый дроссель 3, с помощью
которого регулируется скорость
опускания заслонки.
Аналогичный привод с двумя
масляно-воздушными посредниками 2,
Рис. 251. Схемы пневмоприводов с гидравлическим тормозом
силовым гидроцилиндром двустороннего действия и трехпозиционным
золотником 1 в воздушной магистрали показан на рис. 250, б. В среднем
положении золотника / линии подачи сжатого воздуха в оба посредника 2
перекрыты. В левом же положении распределителя сжатый воздух подается
в левый посредник 2, откуда он вытесняет жидкость через обратный клапан 9
и трубопровод в левую полость гидроцилиндра 7 и одновременно через
обводной трубопровод в правую (штоковую) его полость. Ввиду разницы
площадей поршня он в этом случае перемещается вправо, причем рабочей
площадью является площадь сечения штока (см. рис. 28).
При перестановке золотника в левое положение сжатый воздух
поступает в правый посредник 2 и вытесняет из него жидкость через обратный
клапан 5 и трубопровод 6 в правую (штоковую) полость гидроцилиндра 7.
Одновременно с этим жидкость по обводному трубопроводу 3 поступает
к управляемому обратному клалану (гидрозамку) 9 (см. также рис. 87, б),
который, соединив левую полость гидроцилиндра 7 с левым посредником,
дает возможность жидкости удалиться из этой полости в посредник.
Применяют схемы с двумя цилиндрами, один из которых является
силовым и второй тормозным. На рис. 251, а показана схема подобного пневмо-
гидравлического привода с силовым пневматическим / и тормозным
гидроцилиндрами 2, поршни которых помещены на общий шток. Торможение
движения поршня пневмоцилиндра в этой схеме осуществляется дроссельным
отверстием а в поршне тормозного гидроцилиндра 2.
На рис. 251, б показана схема подобного механизма, примененного для
регулирования скорости подачи инструмента сверлильного станка. С поршнем
303

силового пневмоцилиндра 1 этой схемы, управляемого пневматическим четы-
рехходовым распределителем S, связан на части пути поршень тормозного
гидроцилиндра 2, служащего демпфером.
При подаче сжатого воздуха в левую полость пневмоцилиндра / его
поршень перемещается вправо, причем в первой части своего хода на пути /,
ограниченном упорами 4 и 5 на. штоке гидроцилиндра 2, он перемещается
ускоренно, поскольку гидравлический демпфер этому не препятствует.
При приходе же рычага 6, установленного на поршневом штоке
пневмоцилиндра 1У к упору 5 скорость движения поршня пневмоцилиидра 1
ограничена сопротивлением дросселя регулятора скорости 3, через который
должна быть выдавлена жидкость из левой полости цилиндра 2.
При обратном ходе поршня пневмоцилиндра 1 его скорость неограни-
чена, поскольку жидкость, вытесняемая из левой полости тормозного
j 1—1
а)
Рис. 252. Схемы пневмосистем со стабилизатором давления
цилиндра 2, проходит через обратный клапан регулятора 3 в обход его
дросселя. До прихода же рычага 6 к упору 4 поршень 7 тормозного цилиндра 2
не перемещается.
Для регулирования скорости применяют также стабилизаторы давления
и перепускные клапаны, первые из которых обеспечивают постоянную
скорость при' переменной нагрузке и вторые — возможность быстрого
перемещения с последующим медленным перемещением. На рис. 252, а показана
схема механизма подачи сверлильного станка с применением указанного
устройства. В схеме применен распределитель 10 с электромагнитным
управлением. При подаче сжатого воздуха через этот распределителе в левую
полость пневмоцилиндра / поршень последнего перемещается вместе с поршнем
гидроцилиндра 4 вправо. При этом поршень гидроцилиндра 4 вытесняет
через редукционный клапан 6, дроссели 7 и 9 и механически управляемый
перепускной клапан 8 масло из правой своей полости в бак 2. Заполнение
при этом жидкостью левой полости гидроцилиндра 4 происходит из бака 2
через обратный клапан.
В этот период происходит рабочее перемещение поршня пневмоцилиндра 1
и связанного с ним механизма подачи станка. Скорость этого перемещения
определяется установкой дросселей 7 и 9.
В некоторый заданный момент перепускной клапан 8 с помощью кулачка,
установленного на механизме подачи станка, переключается в закрытое
положение, после чего жидкость отводится из гидроцилиндра 4 в бак лишь
через редукционный клапан 6 и расположенный за ним дроссель 7, в
результате движение поршня замедляется до значения, соответствующего
регулировке этого дросселя.
По окончании рабочего хода распределитель 10 переключается/и сжатый
воздух подается в правую полость пневмоцилиндра /, перемещая его пор-
304

шень влево, Масло вытесняется при этом из левой полости гидроцилиндра 4
в бак 2 через дроссель 3, с помощью которого регулируется скорость
обратного хода.
В правую полость масло при этом поступает через обратный клапан 5.
Наличие в системе редукционного клапана 6 обеспечивает постоянный
перепад давления на дросселе 7, а следовательно, и постоянный расход
жидкости через него вне зависимости от нагрузки пневмоцилиндра /. Этот
расход может быть подсчитан для дросселя в виде отверстия в тонкой шайбе
по уравнению (20). Принимая также во внимание выражение Q = v&Fe,
связывающее расход Q жидкости через дроссель со скоростью движения v3
поршня гидроцилиндра и его площадью F> можем написать
где k = fxl/—— — постоянная для данных условий величина; здесь Ар —
перепад давления на дросселе 7.
При установившемся движении поршней усилие на штоке
пневмоцилиндра 1 без учета трения
где рв—давление сжатого воздуха;
Fe — эффективная площадь поршня пневмоцилиндра;
Ар и F2 — перепад давления в гидроцилиндре и эффективная площадь
его поршня;
Рнагр — максимальное усилие подачи (полезная нагрузка).
Из этого уравнения определяется активная площадь пневмоцилиндра
Минимальная площадь Рг гидроцилиндра 4 выбирается с учетом
удовлетворительных условий работы дросселя (см. стр. 107). Для этого
минимальный расход через дроссель должен быть при заданной скорости
движения поршней
Q = veFe ^ 5 см3/сек. *
Схема аналогичной пневмогидравлической системы подачи силовой
головки сверлильно-расточного станка показана на рис. 252, б. В системе
применен один цилиндр /, правая полость которого является пневматической
и левая — гидравлической, причем цилиндр укреплен на подвижном
корпусе головки станка, а его шток соединен с неподвижной частью станка.
Для перемещения цилиндра / вправо сжатый воздух подается через
выполненный в штоке канал а в правую полость цилиндра. Перепускной
клапан 2 в исходном положении системы удерживается упором на
движущейся части станка в утопленном положении, в котором жидкость из левой
полости цилиндра / вытесняется в бак без сопротивления, что соответствует
быстрому перемещению силовой головки станка. После прекращения
действия упора на клапан 2 жидкость из левой полости цилиндра 1 вытесняется
через стабилизатор 4 скорости, в результате скорость цилиндра снижается
до заданной величины, определяемой регулировкой дросселя этого
стабилизатора.
Обратный ход силовой головки (ход цилийдра влево) совершается путем
подачи сжатого воздуха в бак 5, из которого масло выдавливается воздухом
через перепускной клапан 2 в левую полость цилиндра.
305

Приборы для обеспечения заданной цикличности операций
Во многих случаях требуется обеспечить в работе системы какой-либо
машины заданную цикличность (заданные паузы) между ходами. В
частности, в дискретных системах управления часто требуется обеспечить
заданную выдержку времени между моментом подачи (или снятия) сигнала и
началом срабатывания того или иного исполнительного устройства.
Последнее достигается с помощью реле выдержки времени, принцип действия
которого аналогичен действию гидравлического реле времени (см. рис. 86).
8 7
.*• • '..'•"-• ;'t =""
Ш
Рис. 253. Схемы реле выдержки времени
Конструктивно он отличается от гидравлического тем, что герметизация
здесь выполнена резиновыми мембранами и манжетами. Длительность (время)
выдержки определяется временем истечения некоторого объема воздуха
через регулируемый дроссель.
Для создания пневматических реле выдержки времени используются
процессы наполнения или опоражнивания через дроссель некоторого объема
(ресивера). Время повышения или понижения давления до заданной
величины регулируется, как и в аналогичных гидравлических устройствах,
изменением объема ресивера или проходного сечения дросселя.
На рис. 253, а приведена схема одного из типов реле выдержки времени,
в котором обеспечение времени осуществляется за счет наполнения ресивера
через дроссель.
Реле состоит из двух дросселей 2 к 4, ресивера 7, командного поршня 8
и трехходового клапанного распределительного устройства //, через
которое питается исполнительный пневмодвигатель. Клапан 10 этого устройства
постоянно закрыт и приводится в действие поршнем 8 реле выдержки
времени по сигналам давления воздуха в ресивере 7. В нижнем положении
этого поршня канал d пневмодвигателя перекрыт.
При пуске системы сжатый воздух поступает по трубопроводу У, от
которого часть потока направляется через регулируемый дроссель 2 в верхнюю
полость с цилиндра и' через регулируемый дроссель 4 в нижнюю полость Ъ
306

этого цилиндра и ресивер 7. Одновременно с этим воздух поступает под
мембрану 5 и, прогибая ее, отсекает с помощью клапана 6 ресивер 7 от
атмосферы (от канала а).
По истечении некоторого промежутка времени, определяемого объемом
ресивера 7 и регулировкой дросселя 4, давление в ресивере, а следовательно,
и в полости Ъ под поршнем 8 повысится до величины, способной преодолеть
силы сопротивления, действующие на поршень 5. При этом последний
переместится в верхнее положение и своим упором открывает клапан 10.
Одновременно с этим поршень 8 открывает также клапан 3, соединяя полость с
с атмосферой, благодаря чему дальнейшее перемещение этого поршня в
верхнее крайнее положение произойдет практически мгновенно, а следовательно,
мгновенно появится сигнал в виде давления в выходном канале d. После
снятия сигнала с входного трубопровода 1 путем сообщения его с атмосферой
давление под мембраной 5 упадет, в результате клапан 6 откроется, соединяя
полость Ъ и ресивер 7 с атмосферой, в результате поршень 8 под действием
пружины 9 распределителя 11 переместится в нижнее положение, в котором
канал d отключается от канала е питания.
На рис. 253, б показана схема реле, принцип действия которого основан
на опоражнивании ресивера. Сжатый воздух поступает к входному
трубопроводу 8 и перемещает золотник 1 в правое положение, в результате
трубопровод 2, ведущий к рабочей полости исполнительного пневмодвигателя,
соединяется с питающим трубопроводом 8 и канал а, соединенный со второй
полостью двигателя, — с атмосферой. Одновременно сжатый воздух,
поступающий от трубопровода 2 к левому торцу золотника 7, перемещает его
в правое положение (изображено на рисунке), после чего начинается
заполнение ресивера 6 до давления магистрали.
При подаче сигнала в виде давления сжатого воздуха к трубопроводу 5
золотник 7 вследствие разности площадей правого и левого торцов
переключается в левое положение, в результате канал а соединяется с нагнетательной
магистралью, а ресивер 6 — через регулируемый дроссель 3 с атмосферой.
Через некоторый промежуток времени давление в магистрали 4
понизится в результате разрядки ресивера до величины, при которой усилие,
действующее на левый торец золотника 1, преодолевает силы сопротивления
устройства, и золотдик переключается в правое положение, в котором
выходной трубопровод 2 соединяется с магистралью, а канал а — с атмосферой.
После снятия управляющего сигнала с входного трубопровода 5
золотник 7 перемещается в правое положение под действием давления сжатого
воздуха, подаваемого из трубопровода 2.
Ресивер соединяется с магистралью, и цикл повторяется.
На рис. 253, в представлена схема реле, в котором длительность выдержки
определяется одновременной регулировкой наполнения и опоражнивания
проточного ресивера 2 постоянного объема. Сжатый воздух от
трубопровода 8 поступает к регулируемому дросселю 1> заполняет ресивер 2 и
одновременно через дроссель 3 выходит в атмосферу.
При соответствующей регулировке сопротивлений дросселей 1 и 3 (см.
также рис. 266) давление в ресивере 2 будет повышаться, и по достижении
значения, достаточного для преодоления силы сопротивления пружины 5,
золотник 4 переключится в правое положение. В этом положении входная
магистраль 6 соединится с каналом &, а канал а — с атмосферой. Поскольку
эти каналы соединены с рабочими полостями исполнительного
пневмодвигателя, это вызовет изменение направления его движения.
После снятия сигналов с трубопровода 8 ресивер 2 быстро
опоражнивается через обратный клапан 7, в результате золотник 4 под действием
пружины 5 возвращается в левое положение, в котором канал а соединяется
с магистралью, а канал Ь — с атмосферой.
Подбором сопротивлений дросселей 1 и 3 и объема ресивера 2 можно
обеспечить в широком интервале заданное время выдержки. t Опыт
307

показывает, что при достаточно хорошей очистке сжатого воздуха
пневматические реле выдержки времени являются одними из наиболее надежных
и долговечных, а практическая стабильность вязкости в различных
температурных условиях обеспечивает им относительно высокие точность и
стабильность продолжительности выдержки. Схема устройства подобного
назначения представлена на рис. 254. В системе применены два вспомогательных
воздушных ресивера 10 и 13. Воздух поступает от источника питания к^
двум клапанам 3 и 5, один из которых (3) соединен с верхней полостью пнев-
моцилиндра 8 и второй — с нижней его полостью. Клапан 3 пружиной 2
устанавливается в положение (изображено на рис. 254), при котором
открывается проходной канал подачи сжатого воздуха в верхнюю полость пневмо-
Рис. 254. Схема пневмосистемы, обеспечивающей заданную
цикличность операции
цилиндра 8. Этот канал перекрывается с помощью подачи из
вспомогательного воздушного ресивера 13 в цилиндр 1 воздуха под сигнальным
давлением. При этом нижний канал клапана 3 перекрывается, а верхний,
соединенный с атмосферой, открывается. Второй же клапан 5 соединяет камеру
клапана (верхнее окно) с атмосферой и перекрывает питающий канал,
открывая его мембранным приводом 6.
Из схемы следует, что в начальный момент действия системы сжатый
воздух поступает в верхнюю полость цилиндра S, перемещая его поршень
вниз. Нижняя полость цилиндра 8 в это время соединена через верхнее окно
клапана 5 с атмосферой. Одновременно с этим сжатый воздух поступает
через обратный клапан 7 во вспомогательный ресивер 10 и мембранный
привод 6. Объем ресивера 10 выбран таким, что повышение давления в нем
до значения, необходимого для перемещения мембраны привода б, произойдет
как раз за отрезок времени, равный времени перемещения поршня силового
цилиндра 8. В результате в момент окончания хода поршня клапан 5
переключится и сжатый воздух направится в нижнюю полость цилиндра.
Поскольку на поршень цилиндра при этом действует давление воздуха
с обеих сторон, он находится в покое, что соответствует первой паузе в
работе.
- Одновременно с подачей воздуха в нижнюю полость цилиндра б начнется
наполнение через обратный клапан Л дополнительного ресивера 13.
308

Как только давление в резервуаре станет достаточным для преодоления
усилия пружины 2 клапана 3, последний переключится и соединит верхнюю
полость цилиндра 8 с, атмосферой, в результате поршень начнет
перемещаться вверх.
Одновременно с этим начнется медленное перетекание через
регулирующий дроссель 9 в атмосферу воздуха из вспомогательного ресивера 10,
в результате давление в нем и в мембранном пневмоприводе 6 снизится
настолько, что клапан 5 под действием пружины 4 переключится в исходное
(открытое) положение, соединив с атмосферой и нижнюю полость
цилиндра 8. Поскольку по обе стороны поршня этого цилиндра установится
атмосферное давление, он будет находиться в покое, что соответствует второй
паузе в работе системы.
Однако при переключении клапана 3 с атмосферой одновременно
соединяется через регулируемый дроссель 12 ресивер 13, в результате падения
давления в котором клапан 3 переключится в исходное (закрытое)
положение, при котором сжатый воздух вновь будет поступать в верхнюю полость
цилиндра 8, что соответствует началу повторения цикла (после
выдерживания заданной паузы в конце хода).
Соответствующим подбором (расчетом) объемов дополнительных
ресиверов 10 и 13, а также сопротивлений дросселей 9 и 12 и усилий пружин 2
й 4 можно обеспечить заданные паузы в движении поршня цилиндра 8.
Пневмоприводы непрерывного колебательного движения
Для автоматизации технологических процессов часто требуются приводы
непрерывного колебательного или повторного движения. В частности, меха-
шзмы колебательного движения применяются для привода бункерных загру-
очных устройств и суперфинишных инст-
>ументальных головок на станках и пр.
На рис. 255, а приведена принципиаль-
[ая схема механизма для получения коле-
ательного движения с пневмодвигателем /
иафрагменного типа одностороннего дейст-
ия. Шток диафрагмы пневмодвигателя свя-
ан с распределителем 2, управляющим трех-
одовым распределителем 3 путем сброса
3
/т
д
( Г "V '
т
IX
т
;/
Рис. 255. Схемы пневмоприводов, обеспечивающих колебательные движения
исполнительного механизма
[вления. При подаче воздуха от распределителя 3 в пневмодвигатель 1
о диафрагма, преодолевая усилие пружины 6, прогибается и через шток
реключает распределитель 2, который через распределитель 3 соединяет
афрагменную камеру с атмосферой. В результате пружина 6 прогибает
афрагму в противоположную сторону, перемещая распределитель 2, кото-
й переключает распределитель 3 в положение питания пневмодвигателя,
309

и цикл повторяется. Благодаря жесткой связи распределителя 2 со штоком
диафрагмы обеспечивается колебательное движение, частота которого
регулируется дросселями 5 и 4, установленными на входе в полость управления
распределителя 3.
. На рис. 255, б изображена схема пневмомеханизма с круговыми
колебаниями выхода, применяемого для привода, например, головки
шлифовального станка. Механизм имеет распределитель 5 с вращающимся золотником
и пневмоцилиндр 1 поворотного действия, рабочая пластина (лопатка) 2
которого связана через выходной вал с нагрузкой. При вращении
золотника 6 распределителя камеры аи b пневмоцилиндра последовательно
соединяются через каналы распределителя с питающей магистралью 4 и с
каналом d, ведущим в атмосферу. Частота* колебаний определяется числом
оборотов золотника 6, причем при соответствующем выполнении последнего
за каждый его оборот может происходить два и более колебаний пластины 2,
а следовательно, и выходного вала. При большом числе оборотов золотник
устанавливается на игольчатых подшипниках (см. рис. 54, в).
Амплитуда качания выходного вала двигателя регулируется давлением
воздуха, подводимого к распределителю 5. Опыт показывает, что при
изменении давления воздуха в диапазоне 0г1—4 кГ/см2 двойная амплитуда
колебания пластины изменяется в пределах 10—40° при работе с частотой 15—
50 гц.
В корпусе двигателя на оси его симметрии имеется отверстие с
регулируемым дросселем 3, соединяющее при качании пластины камеры а и b
с атмосферой, благодаря чему стабилизируется начальное значение угла
между осью симметрии корпуса и осью, относительно которой колеблется
пластина. Путем регулировки сопротивления дросселя 3 можно осуществить
изменение в пределах ± (5—7)° положения оси симметрии, относительно
которой колеблется пластина двигателя.
Дроссели 7 и 8 служат для торможения пластины 2.
Пневматические следящие приводы
Сжатый воздух применяется также в качестве рабочей среды и в
усилительных системах следящего типа.
На рис. 256, а показана схема следящего привода копировального
токарного станка с распределителем типа сопло—заслонка, сопло 7 которого
размещено на выходном звене системы.
Заслонкой в этой схеме является сам
Рис. 256. Схемы следящего усилителя:
а — пневматического; б — пневмогидравлического
шаблон 6 изделия 5, который копируется режущим инструментом с большой
точностью. Сжатый воздух из магистрали питания 1 постоянно подво
дится в штоковую полость b пневмоцилиндра, полость же с, противополож
310

ная штоку (эффективная площадь ее обычно в 2 раза превышает площадь
штоковой полости), соединена с магистралью питания через дроссель 2,
установленный перед соплом 7.
Так как в канале, по которому подводится сжатый воздух в сопловую
камеру а, установлен дроссель 2, то давление р2 в этой камере, а
следовательно, и в полости с пневмоцилиндра изменяется при изменении щели между
соплом и шаблоном. Поскольку же в штоковой полости Ь цилиндра 7 давление
постоянно (равно давлению рх питания), перепад Ар = pt — р2 в полостях Ь
и с пневмоцилиндра изменяется с изменением размера этой щели,
обусловленным движением инструментальной каретки 3 вдоль шаблона, в результате
чего каретка, а следовательно, и режущий инструмент 4 повторяют
(копируют) при своем движении профиль шаблона 6. Так, например, при
увеличении щели между шаблоном и соплом расход воздуха из камеры а через
эту щель превысит поступление его в камеру через дроссель 2, вследствие
чего давление р2 в камере айв полости с пневмоцилиндра упадет, и поршень
с инструментом и соплом под действием давления рг в штоковой полости
переместится к шаблону (в сторону уменьшения щели). При уменьшении же
этой щели поршень движется в противоположную сторону (от шаблона).
Таким образом, сопло, а следовательно, и режущий инструмент будет
«следить» с некоторой точностью за профилем шаблона, причем при
постоянной нагрузке на выходе пневмоцилиндра срез сопла будет находиться на
таком расстоянии от поверхности шаблона, при котором расход воздуха
через образованную щель между срезом и шаблоном будет равен при всех
прочих одинаковых условиях расходу через дроссель 2. Практически это
расстояние не превышает нескольких микрометров, причем поскольку
вязкость воздуха при возможных колебаниях температуры сохраняется
практически постоянной, система обеспечивает в статических условиях высокую
точность слежения.
Точность и чувствительность слежения определяются в рассматриваемой
схеме теми же факторами, что и в гидроприводах, а также сжимаемостью
рабочей среды (воздуха), которая увеличивает запаздывание в отработке
выходом сигналов входа.
Применяются также комбинированные пневмогидравлические усилители
следящего типа, в которых первая ступень усиления является
пневматической, а вторая — гидравлической. На рис. 256, б приведена схема
подобного двухступенчатого усилителя, применяемого в системе автоматического
управления самолетом в воздухе.
Первая ступень усиления пневматического типа состоит из струйной
трубки 1 и пневматического исполнительного устройства мембранного типа
с приемными окнами а (см. также рис. 152, а). Мембрана 4 этого устройства
тягой связана с распределительным золотником 3 второй ступени усиления,
управляющим поршнем 2 гидравлического исполнительного силового
цилиндра, связанного с нагрузкой (органом управления самолетом).
При отклонении самолета от заданного курса чувствительный элемент
автопилота, реагирующий на это отклонение, смещает струйную трубку 1,
в результате происходит перераспределение давления сжатого воздуха между
приемными окнами а и полостями пневмопривода 6, что вызывает
соответствующую деформацию мембраны 4 и смещение через тягу 5 золотника 3
гидравлической части привода. Поскольку за золотником «следит» поршень
гидроцилиндра, руль самолета сместится в требуемую сторону, устраняя
отклонение самолета от курса.
Пневмосистемы автоматизации станочных операций
Особенно широко пневматические устройства применяются для
автоматизации операций в металлорежущих станках: загрузка и закрепление
заготовок; включение и выключение рабочих движений суппортов; освобождение
311

и удаление заготовок со станка; внутри- и межстаночный транспорт
заготовок; торможение рабочих органов при остановке; подвод и отвод упоров
и пр. Кроме того, пневматические устройства в системах числового
программного управления станком считывают программу.
На рис. 257 представлена схема автоматизированного токарного станка
с электропневмогидравлической системой путевого управления. Схема имеет
два диафрагмеиных исполнительных механизма, один из которых 6 служит
для привода механизма зажима заготовки, а второй 4 — для включения
муфты продольной подачи. Пневмоцилиндр 8 служит для торможения
шпинделя, а пневмогидроцилиндр 1 с баком 2 — для подачи поперечного суппорта.
Заготовка устанавливается на станок вручную, после чего включается
вспомогательный электродвигатель для
быстрых перемещений суппорта. Последний
воздействует на распределитель 5,
устанавливая его в положение подачи сжатого
воздуха в исполнительный механизм 6,
закрепляющий заготовку, и одновременно
через распределитель 7 в пневмоцилиндр
"Г GZ ^ |J J ^> шток которого, перемещаясь вверх,
И ' i/Ч 11—Jj освобождает тормоз шпинделя. С
тормозом связан электроконцевой
выключатель, который в конце растормаживания
включает движение продольной подачи.
Начинается процесс обтачивания.
В конце этой операции включается
электромагнит распределителя 3, через
который сжатый воздух поступает в
пневмогидроцилиндр / суппорта поперечной
подачи, шток которого жестко связан с
корпусом станка. В конце хода суппорта
включается электродвигатель для
ускоренного отвода продольного суппорта.
При этом воздух подается в бак 2,
вытесняя из него масло в гидравлическую полость пневмогидроцилиндра /.
В конце обратного хода продольного суппорта электродвигатели
выключаются, шпиндель затормаживается, а заготовка освобождается.
Пневматическое считывающее устройство
На рис. 258 показана схема пневматического устройства для считывания
программы, нанесенной на киноленте в виде сочетания отверстий.
Воздух под давлением 3—4 кГ/см2 поступает от сети к каналам а и Ь
золотниковой коробки 4t в которой находятся плунжер 13 и приводимый
электромагнитом 7 плоский золотник 5. При включении электромагнита 7
золотник 5, сжимая пружину б, перемещается в левое положение, в котором
сжатый воздух поступает через отверстие золотника из канала Ь под
плунжер 13 и перемещает его вверх. При этом резиновая диафрагма 8
растягивается и, сжимая планку 9, прижимает ее и киноленту, протягиваемую
храповым механизмом 14, к считывающей головке 12. При подъеме плунжера 13
открывается также канал с, по которому воздух поступает в канал d
считывающей головки и в вертикальные каналы ей / (0 = 1,2 мм) и далее
направленными струями к ленте. В текущий момент в киноленте имеется отверстие
против струи, воздух проходит через него, если же струя перекрыта лентой,
то воздух проходит в боковые наклонные каналы и, действуя на контактные
пластины, замыкает контакты 10 и 11, в результате появляется
электрический сигнал. При помощи этих сигналов происходит считывание
записанной на ленте программы,
312
Рис. 257. Схема пневмосистемы с
путевым управлением

Одновременно с этим толкатель 2 под действием пружины рычага / пере-
1ещается влево и взводит храповой механизм 14 лентопротяжного механизма.
При выключении электромагнита 7 золотник 5 под действием пружины 6
1еремещается в правое положение, отсоединяя канал Ь от канала под плун-
кером 13. В результате плунжер 13 опускается и освобождает киноленту,
жатый же воздух проходит из
.анала а к поршню 3 толкателя 2
i перемещает его вправо до упора.
1ри этом рычаг 1 через другой ры-
аг и собачку поворачивает храпо-
ой механизм 14, перемещая ленту
а величину выбранного шага. шшш
Рис. 258. Схема пневматического устройства
для считывания программы
Приборы систем
пневмоавтоматики
с мембранами переменной
эффективной площади
В системах пневмоавтоматики
аспространены приборы, постро-
1ные на базе мембранного узла с
временной эффективной пло-
адью (см. рис. 229). На рис. 259, а
>едставлена схема усилителя
явления, применяющегося в раз-
(чных пневмосистемах контроля
регулирования производственных процессов. Усилитель позволяет обес-
чить операции, описываемые равенством
Р = kpu
е р и рх — давление воздуха на выходе из устройства и на входе в него;
k — передаточная функция устройства, которая, в большинстве
случаев представляет собой постоянный множитель.
Усилитель состоит из командной двухмембранной камеры а с переменной
фективной площадью и преобразователя типа сопло—заслонка 2—3,
лючающего двухмембранный ,узел Ь с отрицательной обратной связью,
еобразователь сопло—заслонка включает в себя сопло 2, дроссель по-
>янного сопротивления 4 и заслонку 3.
Командная камера а образована двумя мембранами с регулируемыми
{активными площадями 5Х и sl9 а камера b отрицательной обратной связи
>азована мембранами с площадями S2 и s2. Все указанные мембраны объеди-
[ы в общий жесткий блок (центр) /.
Обычно диаметры корпусов жестких центров и шайб защемления малых
и 52) и больших (Si и 52) мембран соответственно равны другу другу.
Коэффициент усиления (передаточная функция) k регулируется емеще-
м с помощью винта 5 заслонки 3, за которой следит сопло 2, сватанное
^бранным блоком 1. При перемещении мембранного блока / происходит
эвременное изменение эффективных площадей всех мембран и изменение
[)фициента усиления устройства,
/словие равновесия мембранного блока 1 в статическом режиме
Pi (Si — $i) =
—s2),
уда управляемое давление р на выходе прибора
313

где
Поскольку эффективные площади каждой из двух мембранных коробок
определяются разностями эффективных площадей соответствующих парных
мембран (см. стр. 284), рассматриваемое устройство имеет широкий
(практически неограниченный) диапазон усиления (0 ^ k ^ со).
Угол конусности жестких центров мембран и шайб защемления обычно
около 30°. В устройствах этого типа обычно соблюдается для получения
максимального диапазона изменения коэффициента усиления условие равен-
Г1Г*
Рис. 259. Пневмоприборы с мембранами переменной площади
ства максимальной эффективной площади малой мембраны smax и
минимальной эффективной площади большой мембраны Smln:
Мембраны изготовляют преимущественно из прорезиненной саржевой
ткани толщиной 0,2—0,5 мм.
ОпытьГ показывают, что погрешность усилителя такого типа (диаметры
шайб защемления большой и малой мембран испытанных приборов
соответственно равны 42 и 30 мм, а диаметры вершин усеченных конусов жестких
центров малой и большой мембран — 9 и 19 мм) при изменении входных и
выходных сигналов давления в диапазоне 0,2—1 кГ/см2 не превышает ±0,5%.
На рис. 259, б показана схема пневматического позиционного устройства,
предназначенного для преобразования пневматических аналоговых
сигналов давления р2 и Рз в перемещение выхода (например, заслонки усилителя
типа сопло—заслонка). Это устройство включает в себя две двухмембранные
камеры а и ft, из которых камера а образована малой и большой мембранами
с регулируемыми эффективными площадями sx и Slf а камера Ь —
мембранами с площадями s2 и S2.
Жесткие центры всех мембран объединены в общий блок 1, при
перемещении которого изменяются эффективные площади всех мембран.
Углы конусности шайб и жестких центров всех мембран обычно
одинаковы (приблизительно 30°). Кроме того, площади малых (s1 и s2) и
больших (Sx и 52) мембран соответственно равны.
314

Помимо этого, соблюдается условие smax == Smin, при котором будет
обеспечиваться максимальное перемещение блока 1 в зависимости от
сигналов /?2 И рз-
Условие статического равновесия блока 1 под действием давления в
камерах а и Ь
р3 (S± — sx) = р2 (Sa — s2),
откуда находим
Изменение левой части равенства (отношения сигналов рг1р^ вызывает
изменение правой части и изменение положения мембранного блока
позиционного устройства.
Опыт показал, что погрешность
прибора тех же размеров, что и в выше-
рассмотренном случае, при изменении
входных сигналов р2 и/?3в диапазоне
0,2—1 кГ/см2 не превышает 2,5%.
На базе описанных мембранных
усилителей давления и позиционного
устройства может быть построено
пневматическое аналоговое вычислительное
устройство для умножения и деления
двух независимых переменных, а также
для /возведения в квадрат и извлечения
квадратного корня из одной
переменной. Усилитель давления с
мембранными камерами а и b (рис. 260, см.
также рис. 259, а) и позиционное
устройство с камерами end (см. также
рис. 259, б) соединены таким образом,
что жесткий центр позиционного
устройства является заслонкой сопла 2,
связанного со штоком 3 усилителя
давления. Поскольку торец штока 1
позиционного устройства служит заслонкой
для сопла 2 усилителя давления, то
сопло следит за перемещениями штока
/, в результате обеспечиваются равные
перемещения штоков 3 и 1. Воздух под
давлением р подводится в камеру Ь
обратной связи усилителя через
дроссель 4 постоянного сопротивления.
Сигнал давления р, формируемый в
камере b обратной связи, является результатом выполняемой этим
устройством математической операции. На вход усилителя в камеру а подается
сигнал pj и в камеры end позиционного устройства — сигналы р2 и Рз-
Камеры а усилителя давления и с — позиционного устройства образованы
одинаковыми мембранами с площадями s± и Sly а камеры b и d —
мембранами с одинаковыми площадями s2 и S2.
Из анализа взаимодействия усилителя и позиционного устройства,
произведенного с учетом равенства площадей мембран, образующих камеры а и с,
а также b и d, и следящей связи штоков 3 и 1 (вычислительные операции
не приводятся), следует, что работа рассматриваемого вычислительного
устройства описывается уравнением
Рис 260. Пневматическое аналоговое
вычислительное устройство
р =
Рз
315

ПРИЛОЖЕНИЕ
Соотношения между единицами физических величин
Наименование
величины
Масса
Плотность
Сила, вес
Момент
силы
Давление,

механическое
напряжение
Работа,
энергия

Количество теплоты
Мощность

Динамическая
вязкость

Кинематическая
вязкость
Удельное

количество теплоты
Удельная

теплоемкость
Тепловой
ПОТОКУ

Теплопроводность
Единица
Наименование
Килограмм-сила-секунда в
квадрате на метр
Килограмм-сила-секунда в
квадрате на метр в четвертой степени
Килограмм на кубический
сантиметр
Грамм на кубический сантиметр
Килограмм-сила
Грамм-сила
Тонна-сила
Дина
Килограмм-сила-метр
Килограмм-сила-сантиметр
Килограмм-сила на квадратный
метр
Килограмм-сила на квадратный
сантиметр
Килограмм-сила на
квадратный миллиметр
Миллиметр ртутного столба
Килограмм-сила-метр
Обозначение
кГ-сек2/м
кГ - сек2/м*
кг/см3
г/см3
кГ
Г
Т
дин
кГ-м
кГ 'см
кГ/м2
кГ/см2
кГ/мм2
мм pm. cm.
кГ-м
Калория | кал
Килокалория
ккал
Килограмм-сила-метр в секунду| кГ-м/сек
i Лошадиная сила
л. с.
Пуаз | пз
Сантипуаз
Килограмм-сила-секунда на
квадратный метр
Стоке
Сантистокс
Калория на грамм
Килокалория на килограмм
Калория на граммградус
Цельсия
Килокалория на килограмм-
градус , Цельсия
Калория в секунду
Килокалория в час
Калория в секунду на
сантиметр-градус Цельсия
Килокалория в час на метр-
градус Цельсия
спз
кГ • сек/м2
cm
ест
кал/г
ккал/кг
кал/(г-°С)
ккал/(кг - °С)
кал/сек
ккал/ч
кал/(сек • см - °С)
ккал/(ч • м-°С)
Значение в единицах СИ,
кратных и дольных от них
9,80665 кг^ 10 кг
9,80665 кг/м*ъ 10 кг/м*
10е кг/мъ
103 кг/ж3
9,80665Я^ ЮН
9,80665 мН
9,80665 кН
ю-5 я
9,80665 Н-мъ* 10 Н-м
98,0665 мН-м=-
= 9,80665-10"3 Н-м
9,80665 Па^ 10 Па
, 98,0665-103 Па^
^ 0,1 МПа
9,80665-106 Па =
= 9,80665 МПа^
& 10 МПа
133,322 Па
9,80665 Дж^ 10 Дж
4,1868 Дж
4,1868-103 Дж =
= 4,1868 кДж
9,80665 Вт^ Ю Вт
735,499 Вт
0,1 Па-сек
10" 3 Па • сек = 1 мПа • сек
9,80665 Па-сек^
& 10 Па-сек
10~4 мУсек
10"6 м2/сек= 1 мм2/сек
4,1868-103 Дж/кг =
= 4,1868 кДж/кг
4,1868-103 Дж/(кг-К)
4,1868 Вт
1,163 Вт
418,68 Вт/(м-К)
1,163 Вт/(м-К)
316

ЛИТЕРАТУРА
1. Автоматические регуляторы и следящие системы. Основы автоматического управления.
Т. 3. Под ред. В. В. Солодовникова. М., Машгиз, 1963.
2. Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика. М., «Наука», 1969.
3. А х м а т о в А. С. Молекулярная физика граничного слоя. М., Физматгиз, 1963.
4. Б а ш т а Т. М. Гидравлические приводы летателъных аппаратов. М.,
«Машиностроение», 1967. ,
5. Б а ш т а Т. М. и др. Объемные гидравлические приводы. М., «Машиностроение»,
1969.
6. Б а ш т а Т. М. и др. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы.
М., «Машиностроение», 1970.
■"X Б ашта Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., «Машиностроение», 1971.
8. Гавриленко Б. А. и др. Гидравлический привод. М., «Машиностроение», 1968.
9. Г а м ы н и н Н. С. Основы следящего привода. М., Оборонгиз, 1962.
10. Г е р ц Е. В. Пневматические приводы. М., «Машиностроение», 1969.
Н.Джеймс и др. Теория следящих систем. М., изд-во иностр. лит., 1953.
12. Ж у к о в с к и й Н. Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. М.— Л.,
Гостехиздат, 1949.
13. 3 а л м а н з о н Л. А. Проточные элементы пневматических приборов контроля и
управления. М., изд-во АН СССР, 1961.
14. Кулагин А. В. и др. Основы теории и конструирования объемных гидропередач.
М., «Высшая школа», 1968.
15. Л е м б е р г М. Д. Пневмоавтоматика. М., Госэнергоиздат, 1961.
16. Л е щ е н к о В. А. и др. Гидравлические следящие приводы. М., «Машиностроение»,
1969.
. 17. Льюис 3., Стерн X. Гидравлические системы управления. М., «Мир», 1966.
18. Некоторые вопросы расчета и конструирования авиационных гидравлических систем.
Под ред. С. Н. Рождественского, М., Оборонгиз, 1962.
19. Н е к р а с о в Т. Т. Гидравлика и ее применение на летательных аппаратах. М.,
«Машиностроение», 1967.
20. Прокофьев В. Н. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. М.,
«Машиностроение», 1969^
^21. Френкель Н. 3. Гидравлика. М., Госэнергоиздат, 1956.
22. Хохлов В. А. Гидравлические усилители мощности. М., изд-во АН СССР, 1964.
23. Хохлов В. А. Электрогидравлический следящий привод. М., «Наука», 1966.
24. Э р н с т В. Гидропривод и промышленное его применение. М., Машгиз, 1963.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение 3
Глава 1. Основы прикладной гидравлики 11
Рабочие жидкости и их свойства 11
Плотность жидкостей 11
Вязкость жидкостей 13
Стабильность характеристик масел 17
Сжимаемость жидкостей 19
Теплопроводность и удельная теплоемкость жидкостей 24
Давление насыщенных паров жидкостей 24
Кавитация жидкостей 25
Применяющиеся жидкости 27
Течение жидкостей по трубопроводам гидросистемы 28
Расчет потерь давления при течении жидкости в трубопроводе 29
Гидравлическая проводимость 30
Местные гидравлические потери 31
Гидравлический удар % . . 42
Глава II. Исполнительные механизмы 50
Механизмы прямолинейного движения 50
Механизмы с гибкими разделителями 54
Сильфоны 61
Моментные гидроцилиндры (поворотники) 62
Преобразование прямолинейного движения в поворотное 64
Механизмы (гидромоторы) вращательного действия 65
Механические потери и к. п. д 66
Глава III. Устройства (аппараты) распределения и регулирования 67
Распределители жидкости 67
Золотниковые распределители 67
Двухступенчатые золотниковые распределители 78
Предохранительные и редукционные клапаны 87
Клапаны прямого действия 88
Переливные клапаны 95
Клапаны пластинчатого (плоского) типа Q9
Дифференциальные клапаны 100
' Двухступенчатые предохранительные клапаны 101
Редукционные клапаны постоянного давления 103
Редукционно-предохранительные клапаны 106
Двухступенчатые редукционные клапаны 106
Дроссельные регулирующие устройства 107
Пробковые дроссели ' 108
Линейные дроссели 109
Квадратичные дроссели 109
Вспомогательные гидроаппараты управления 112
Ограничители (регуляторы) расхода жидкости 112
Синхронизаторы движения узлов 115
Устройства для автоматической разгрузки нерегулируемых насосов . 120
Реле давления Z . . 123
Реле выдержки времени 124
318

Запорные (обратные) клапаны i 126
Гидравлические замки 126
Разъемные муфты 127
Клапаны включения аварийной системы 127
Гидравлические объемные преобразователи 128
Преобразователи, понижающие давление 130
Вращательные преобразователи 131
Гидравлические аккумуляторы 131
Вместимость аккумуляторов 134
Политропный процесс ! 135
Влияние режима сжатия и расширения газа 136
Жидкостные пружины , . . 137
Работа сжатия жидкости v 138
Влияние на характеристику пружины режима ее сжатия и качества
жидкости 139
Демпфирование энергии 140
Импульсный гидропривод ". 142
Регулирование скорости гидродвигателей 142
Дроссельное регулирование скорости гидродвигателей . ч 143
Регулирование скорости гидродвигателей изменением рабочего объема
насосов / . . . 152.
Глава IV. Гидравлические следящие приводы (гидроусилители) 159
Элементы гидроусилителей " 159
Профиль рабочих поясков плунжера и расходные характеристики
золотника 163
Распределители следящих приводов 164
Зона нечувствительности следящих гидроусилителей 165
Механизм ощущения на органе управления усилия нагрузки .... 167
Аварийные гидравлические цепи 168
Двухступенчатый золотниковый распределитель гидроусилителей . . 169
Следящий механизм с отслеживающей втулкой сервозолотника .... 171
Гидроусилители с двумя источниками питания 172
Гидроусилители типа сопло—заслонка 173
Двухкаскадные усилители 176
Силовое воздействие струи на заслонку 177
Расход жидкости 179
Следящие электрогидравлические системы 181
Следящие гидроприводы с объемным регулированием 184
Гидроусилители крутящего момента 186
Самотормозящие (нереверсивные) системы 188
Чувствительность и точность гидроусилителя 189
Устойчивость гидроусилителя 191
Струйные усилители . . '. 199
Усилители пропорционального действия 199
Усилители дискретного действия 203
Следящие струйные усилители пропорционального действия 205
Двухкаскадные струйные усилители 206
Струйный усилитель с управлением по производной 206
Выбор рабочих параметров струйного усилителя 207
Глава V. Схемы типовых гидросистем, их элементов и основные расчеты 208
Схемы типовых гидросистем 208
Гидросистемы с двухступенчатым усилением 210
Гидросистемы непрерывного (колебательного) движения 211
Гидросистемы с электромагнитным управлением 212
Электрогидравлические системы с регулируемым насосом 215
Гидросистемы с двумя спаренными насосами 215
Питание одним насосом двух гидродвигателей с разными давлениями . 217
Системы дроссельного регулирования скорости гидромотора 217
Системы объемного регулирования скорости гидромотора 218
Гидропривод вращательного действия постоянной скорости 222
Обеспечение синхронности и последовательности движения
гидродвигателей 223
Тепловой баланс гидросистемы 226
Жидкостные магистрали и баки 228
Расчет сечения трубопроводов 228
Усталостная прочность трубопроводов 230
Резонансные колебания трубопроводов 231
Соединения труб 232
319

Гибкие трубопроводы 232
Пульсации давления и потер-и напора в рукавах 232
Резервуары (баки) для жидкости 233
Глава VI. Уплотнение соединений гидросистемы 235
Уплотнение неподвижных соединений 236
Уплотнение подвижных соединений 237
Уплотнение вращающихся валов 243
Глава VII. Очистка (фильтрация) рабочей жидкости . . 248
Тонкость фильтрации 248
Методы фильтрования и типы фильтров 249
Глава VIII. Пневматические (газовые) привады 257
Параметры состояния газа 258
Уравнение состояния идеального газа 260
Течение газа 263
Элементы пневмоприводов 281
Пневмодвигатели 281
Мембранные исполнительные пневмомеханизмы 283
Распределительная и регулирующая аппаратура пневмосистем .... 286
Типовые пневмоприводы 302
Комбинированные пневмогидравлические приводы 302
Пневмопривод с гидравлическим замедлителем 302
Приборы для обеспечения заданной цикличности операций 306
Пневмоприводы непрерывного колебательного движения 309
Пневматические следящие приводы 4 310
Пневмосистемы автоматизации станочных операций 311
Пневматическое считывающее устройство 312
Приборы систем пневмоавтоматики с мембранами переменной
эффективной площади 313
Приложение 316
Литература 317
Трифон Максимович Б а ш т а
ГИДРОПРИВОД И ГИДРОПНЕВМОАВТОМАТИКА
Редактор издательства Ю. А. Зарянкин Технический редактор В. Д. Элькинд
Переплет художника А. Я- Михайлова Корректор А. М. Усачева
Сдано в набор 11/IV 1972 г. Подписано к печати 5/X 1972 г. Т-14382 Формат 70X 108/16 Бумага
типографская №3 Усл. печ. л. 28,0 Уч.-изд. л. 26,7 Тираж 26 000 Заказ 1726 Цена 1 р. 26 к.
Издательство «Машиностроение» Москва Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Главполиграбпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10