/
Текст
МАШГИЗ
OIL HYDRAULIC POWER AND ITS INDUSTRIAL APPLICATIONS
WALTER ERNST
HYDRAULIC CONSULTING ENGINEER VICE-PRESIDENT AND DIRECTOR OF ENGINEERING, THE COMMONWEALTH ENGINEERING CO. OF OHIO
DAYTON, OHIO
Second Edition
McGRAW-HILL BOOK COMPANY, INC.
New York Toronto London
I960
В. ЭРНСТ
ГИДРОПРИВОД И ЕГО ПРОМЫШЛЕННОЕ ПРИМЕНЕНИЕ
ПЕРЕВОД С АНГЛИЙСКОГО В. В. ИВАНОВА
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1963
6.П2.3
Э81
Эрнст В
Гидропривод и его промышленное применение. Изд. 1-е, Маш-гиз, 1963, 492 стр. с илл.
В книге рассматриваю ген вопросы по объемным гидравлическим приводам промышленного назначения, включая конструкции агрега"ов, схемы всей системы привода и методы гидравлических и прочностных расчетов, а также автоматизация гидропривода.
Книга предназначена для инженеров, конструкторов, научных работников и может быть полезна для студентов машиностроительных втузов.
Все замечания по книге просим направлять по адресу: Москва, Б-06, 1-й Басманный пер., 3, Машгиз.
Редактор канд. техн, наук Д. Н. Попов
Редакция общетехнической литературы. Зое. редакцией ицж. А. II. КОЗДОЦ
ПРЕДИСЛОВИЕ К РУССКОМУ ИЗДАНИЮ
Гидравлический объемный привод находит все более широкое применение в самых разнообразных отраслях техники, что объясняется многими его положительными особенностями. Наиболее важными из них являются: небольшой вес агрегатов на единицу мощности привода, хорошие динамические характеристики, плавность хода, легкость реверсирования и достаточная простота осуществления автоматической работы механизмов и машин с гидравлическим объемным приводом.
Со своим развитием гидравлический объемный привод получает и более подробное освещение в технической литературе, издаваемой в Советском Союзе и за рубежом.
Предлагаемая нашему читателю книга В. Эрнста интересна тем, что в ней охвачены все основные вопросы по объемному гидравлическому приводу промышленного назначения, включая конструкции отдельных агрегатов, схемы всей системы привода и методы гидравлических, прочностных и динамических расчетов привода. При этом автор опирается на свой практический опыт, а также использует данные ряда иностранных фирм, занимающихся производством агрегатов гидропривода.
Особое внимание в книге уделено вопросу автоматизации гидропривода и использованию стандартных агрегатов гидропривода в прокатных станах, прессовых установках, заготовительно-штам-позочном и другом станочном оборудовании.
Книга построена таким образом, чтобы широкий круг инженерно-технических работников без специальной подготовки по гидравлическим машинам и теории автоматического регулирования мог бы ознакомиться с основами расчета, конструирования и некоторыми особенностями эксплуатации гидравлического привода с автоматическим управлением.
Предполагается, что использование дополнительной литературы потребуется только при углубленном изучении отдельных вопросов. Принимая во внимание, что такое изложение материала придает книге определенную практическую ценность, ее русский перевод выполнен без сокращения, глав, в которых имеются общие сведения по гидравлике. По этой же причине, а также во избежание нарушения последовательности изложения в предлагаемом передрде сохранен раздел главы 11, содержащий анализ динамики гидравлического б
следящего привода. Этот раздел с некоторыми дополнениями вошел в ранее изданный на русском языке сборник \ составленный по иностранным источникам.
При переводе литература, указанная в книге после отдельных глав, дополнена списком советской технической литературы по вопросам гидравлики и гидропривода. Благодаря отражению современного состояния зарубежной техники в области гидравлического привода книга может оказаться полезной не только для широкого круга инженеров, но и для научных работников и аспирантов. Книга может послужить вспомогательным пособием студентам машиностроительных институтов.
Канд. техн. наук. Д. Н. Попов
1 Некоторые вопросы расчета и конструирования авиационных гидравлических систем. Сб. составлен Ю. Л. Носовым, Д. Н. Поповым и С. Н. Рождественским под ред. С. Н. Рождественского, Оборонгиз, 1962.
ПРЕДИСЛОВИЕ АВТОРА КО ВТОРОМУ ИЗДАНИЮ
Со времени опубликования первого издания этой книги в области силовой гидравлики имели место значительные сдвиги.
Задачей второго издания книги являлось отражение современного состояния и развития силового гидропривода при одновременном сохранении основных целей книги, изложенных в предисловии к первому изданию. Как было сказано в этом предисловии, данная книга ставила своей ч целью быть учебником по гидроприводам, справочником при проведении конструкторских расчетов. Ожидается, что она окажется полезной не только для студентов и инженеров,, занятых непосредственно в проектировании и производстве гидросистем, но и в особенности для существующих сейчас и потенциальных потребителей гидропривода.
С этой целью значительная часть материалов книги посвящена описанию существующих компонентов гидросистем, путям их Использования и примерам конкретного применения.
Расположение материалов книги в двенадцати главах, так же как и в первом издании, было сохранено. Однако для второго издания в отдельных главах были сделаны изменения и добавления, а некоторые из глав были написаны заново. Ниже дается краткое описание этих изменений и добавлений.
Первые шесть глав, посвященные основным понятиям гидромеханики и теории гидравлической энергии, сохранены в основном в первоначальном виде. В главе 2 были значительно расширены све дения по жидкостям на основе нефти и добавлен раздел по синтетическим жидкостям. В главе 4 добавлен раздел по гидродинамическим эффектам во вращающейся жидкости, которые приобретают все большее значение в связи с увеличенными скоростями вращения, при которых работают современные насосы. В главе 5 добавлен раздел по гидростатическим (взвешиваемым давлением извне) подшипникам. Кое-какие добавочные сведения по значениям коэффициентов сопротивления введены в главу 6.
Глава 7 была полностью написана заново, что было вызвано необходимостью включить последние работы по аппаратам для создания гидравлической энергии, уточнения в расчетах, а также новейшие достижения в технике регулирования, включающие в себя системы управления на расстоянии и управление по схеме «замкнутой петли».
7
Были также добавлены сведения по шумам в насосах и контролю вибрации.
Глава 8 была также написана заново. Использование и применение гидромоторов и гидропередач за последнее время резко расширилось. Поэтому вопросам конструирования этих агрегатов, а также методам их регулирования, которые включали в себя управ ление по схеме «замкнутой петли», как например в системе Oilgear Hytac, было уделено дополнительное место. Раздел по гидродвигателям возвратно-поступательного типа (гидроцилиндрам) был расширен.
В главе 9 представлен полностью обновленный материал.
В главу 10 были внесены многочисленные изменения и дополнения, в особенности в раздел по клапанам переключения, который был значительно расширен. Был добавлен также раздел по устройствам, контролирующим силы инерции.
Глава 11 пополнилась стандартной символикой JIC для обозначения элементов гидравлических систем \ все схемы гидросистем были выполнены заново, с использованием указанной символики. Сюда был добавлен раздел ио сервомеханизмам и сервозолотникам, применение которых в области регулирования промышленных гидросистем значительно расширилось.
Глава 12 была пополнена современными примерами выполнения машин с гидроприводом.
В обоих изданиях для подготовки основных глав, связанных с теорией гидравлической энергии, была использована книга Доджа и Томпсона «Гидромеханика».
Вальтер Эрнст
1 В отдельных случаях буквенные обозначения, использованные в оригинале книги, были заменены на принятые в практике гидромашиностроения в Советском Союзе. — Прим, перев
Глава 1
ОСНОВНЫЕ ЕДИНИЦЫ ИЗМЕРЕНИЯ
1. 1. iMacca и вес
В настоящее время используются четыре системы единиц измерения, две из которых являются английскими, а две другие — метрическими; отличия одних систем от других заключаются в выборе основных единиц силы и массы. Данные в справочниках и таблицах могут быть приведены в единицах любой из этих систем, поэтому необходимо знание основных единиц системы и коэффициентов, обеспечивающих переход от одной системы к другой.
Любая система единиц измерений должна включать в себя три основные единицы — времени, длины и массы или силы. Все остальные единицы системы могут быть получены из основных единиц путем их комбинирования. Например, единица измерения объема является простой функцией основной единицы измерения длины L и может быть выражена как L3.
Много неясностей было внесено гем, что названия некоторых единиц массы и веса совпадали; для того чтобы избежать этих ослож нений, требуется точное определение понятий массы и веса.
Масса. Масса может быть определена как количество материи, имеющееся в данном теле. Величина массы является неизменной вне зависимости от того, находится тело на земле или на другой планете. Величина массы одного тела может быть сравнена с массой другого посредством рычажных весов.
Вес. Вес определяется как сила, с которой земля притягивает данное тело. Ввиду того, что сила земного притяжения не является постоянной даже на земле и тем более на любой другой планете, вес не является постоянной величиной для данного тела.
1. 2. Единицы измерения
Второй закон Ньютона устанавливает, что сила, действующая на тело, ускоряет его, причем произведение массы тела на ускорение будет равно по. величине силе
Г = аМ.
(1. 1)
9
В зависимости от того, какую из единиц — массу или силу — примем за основную (при этом другая единица получается из первой с помощью выбранной величины ускорения), мы придем к одной из двух основных систем как в английской системе, так и в метрической. В английской абсолютной системе масса используется в качестве основной единицы. Масса в один фунт по определению является массой платинового куба, который находится в условиях тщательного хранения в Лондоне.
Та сила, которая придает ускорение, равное одному футу в сек1 2. массе в один фунт, равна одному паундалу. Следовательно, в английской абсолютной системе используются следующие основные единицы для:
массы силы длины . времени
ускорения
1 фунт
1 паундал
1 фут
1 сек
1 фут/сек*
Английская абсолютная система измерений используется физиками в странах, в которых государственным языком является английский.
В английской гравитационной системе в основу положена величина силы. 1 фунт-сила соответствует по величине той силе, которая придает единице массы ускорение, равное 32,174 фут/сек2\ следовательно, эта сила равна весу единицы массы на уровне моря ца широте 45°, так как ускорение силы тяжести в этом месте равно 32,174 фут/сек2.
1 фунт-сила сообщает 1 фунту-массе ускорение, равное 32,174 фут/сек2. Массе, равной 32,174 фунта, эта сила сообщит ускорение, равное 1 фут/сек2. Эта масса составляет 1 слаг.
Таким образом, в английской гравитационной системе имеются следующие единицы измерения для:
массы ........................... , . .
силы .............. .......................
длины .....................................
времени .... ............
ускорения .................................
1 слаг
1 фунт
1 фут
1 сек
1 фут! сек2
1. 3. Перевод единиц из одной системы в другую
Было отмечено, что масса, равная 32,174 фунта, соответствует I слагу. По определению 1 паундал сообщает ускорение, равное 1 фут’сек2, массе в 1 фунт, поэтому 1 фунт-сила равен 32,174 паун-далов
Было отмечено также, что 1 фунт-сила соответствует весу 1 фунта-массы на уровне моря и па широте 45°; отсюда 1 фунт-сила численно Ю
(но не размерно) равен 1 фунту-массе. Если обозначить вес тела на уровне моря через б0, тогда
;М = Д\ где М — масса в слагах.
И если обозначить через G вес в любом другом месте, то C-=3&7T> ВЮ
/И=^-, (1-4)
где g — ускорение силы тяжести в данном месте.
I. 4. Плотность, удельный вес, относительный удельный вес
Плотностью называется отношение массы вещества к занимаемому им объему:
у ~ —jj- слаг/куб. фут.
Удельный вес есть отношение веса вещества к занимаемому им объему:
у = -'4- фунт/куб. фут;
Под относительным удельным весом понимается отношение уделы ноге веса вещества к удельному весу воды.
Удельный вес воды можно принимать в расчетах равным 62,4 фунт/куб. фуг.
В инженерной практике в странах, имеющих английский язык в качестве государсгвекпого языка, используется в основном английская гравитационная система мер Е
1. 5. Длина, площадь и объем
Ввиду того что измерения длины в обеих английских системах даются в футах, единицами измерения площади и объема будут соответственно квадратные и кубические футы. В некоторых случаях для удобства линейные размеры, площади и объемы приводятся в дюймах, квадратных дюймах и кубических дюймах; в случае
1 Все расчеты в давней книге переведены в метрическую систему. — При». псрев.
II
необходимости эти единицы могут быть переведены в единицы основной системы следующим путем:
1 фут = 12 дюймов;
1 кв. фут— 144 кв. дюймов;
1 куб. фут = 1728 куб. дюймов;
1 галлон США — 231 куб. дюймов.
1. 6. Энергия и мощность
В английской гравитационной системе энергия, или работа, выражается в футо-фунтах; мощность — в футс-фуитах на секунду.
550 фу то-фунт!сек,— 33 000 фу то-фунт!мин = 1 л. с. (амер.).
1. 7. Тепловой эквивалент механической энергии
Одна Британская тепловая единица (Б. Т. Е.) соответствует количеству тепла, необходимому для нагрева одного фунта воды на один градус по Фаренгейту.
1 Б. Т. Е (BTU) = 778.57 футо-фунт;
1 л. с (амер.) = 42,385 Б. Т. Е в мин-,
1 атмосфера (англ.) = 14,69 фунт/ьв. дюйм.
1 8. Гидравлическая мощность
Для того чтобы перекачать Q галлонов воды, преодолевая давление р, необходимо совершить работу А, равную
Л Q-231-n , , /1
А = - 2 футофунтов. (1.6)
Если эта работа должка быть совершена в течение одной минуты, тогда необходимая мощность равна
N = -fere л- с- <амеР-); (1-7)
Л' = 0,000583pQ л. с. (амер.) (1. 8)
1. 9. Метрическая абсолютная система (система CGS)
Здесь масса используется в качестве основной меры. Масса в 1 г является одной тысячной массы платинового куба, хранящегося в Севре, Фоанция, близ Парижа. Один грамм-масса также соответствует массе одного кубического сантиметра дистиллированной веды при температуре 4° С.
12
Единицей длины является сантиметр, равный одной сотой длины платинового бруска, измеренного при температуре 0е С, который также хранится близ Парижа. Первоначально эта единица должна была представлять одну сорокамиллионную часть длины парижского меридиана, но позже было найдено, что она несколько меньше.
Единица времени — секунда, или 1/864000 часть солнечных суток. Сила, которая сообщает ускорение в один см!сек" массе в один грамм, имеет название «дпна»:
1 000 000 дин 1 мегадина
В системе CGS единицей работы является «эрг»:
1 дина-см — 1 эргу,
107 эргов = 1 джоулю.
Мощность выражается в ваттах;
1G7 эрг!сек. = 1 ат;
1 кет = 1000 вт.
Система CGS используется во всем мире в физике и электротехнике.
1. 10. Метрическая гравитационная система
Здесь единицей силы является килограмм (кг). По определению, один килограмм сила равен силе, которая придает одному кило грамму-массе ускорение 9,806 м!секг, или, другими словами, один килограмм-сила равен весу одного килограмма-массы на уровне моря при широте 45°. Единицей длины является метр. Единица массы в метрической гравитационной системе не имеет специального наименования.
Энергия выражается в килограммо-метрах. Мощность выражается в лошадиных силах (метрических):
1 л. с. — 75 кгм/сек.
Механический эквивалент тепловой энергии. Количество тепла, необходимое для того, чтобы повысить температуру одного килограмма воды на один градус Цельсия, называется килокалорией:
1 ккал = 427 кгм;
1 л. с. — 10,534 ккал/мин-,
1 атм (метрич.) = 1 кг!см\
Метрическая гравитационная система используется в странах, где принята метрическая система весов и других измерений.
1. 11. Перевод единиц в метрические системы
Один килограмм-сила сообщает ускорение, равное 9,80665 м/сек\ одному килограмму-массе. Ввиду того что 1 кг веса представляет собой вес 1 кг массы на уровне моря при широте 45°, численные значения кг силы и кг-массы должны совпадать.
13
Пгревод единиц из английских в метрические системы измерений
Величина Английская абсолютная система Английская гравитационная система Система CGS Метрическая гравитационная система
Масса Сила Длина Энергия ... Мощность . . Тепло Давление 32,17 фунта 32,17 паундалов 1 фут 1 слаг 1 фунт 1 фут 1 фу го-фунт 1 л. с. • 1 Б. Т. Е. 1 атм 14,594 г 444,822 дины 30,48 см 13558200 эрг 745,7 вт 252 кал 0,456 кг 0,3048 м 0,1383 кгм 1,0139 л. с. 0,252 ккал 1,033 атм
Плотность у в метрической системе измеряется в следующих единицах: г :лглаггдс.м\
Удельный вес у измеряется в г еес/см'л.
Относительный удельный вес является отношением удельного веса у вещества к удельному весу воды:
В метрической системе численные значения величин плотности, удельного веса и относительного удельного веса совпадают.
Глава 2
СВОЙСТВА ЖИДКОСТЕЙ
2. 1. Сжимаемость
Все жидкости сжимаемы, хотя капельные жидкости для многих практических целей можно считать несжимаемыми. В системах с повышенным давлением сжимаемость масла весьма важна и ее следует принимать во внимание при конструировании гидравлического оборудования.
Величина сжимаемости масла может быть определена как относительное изменение плотности па единицу давления. Величина сжимаемости падает с увеличением давления, поэтому она должна быть выражена в дифференциальной форме:
(2.1) q dp ' ’
Доу и Финк [4] показали, что
Q = Q0 (1 + Ар - Вр2)г, (2. 2)
где р — плотность при давлении р и температуре Т;
р0 — плотность при атмосферном давлении и температуре Т\ р — давление;
А и В — параметры, зависящие от температуры Т.
В работе упомянутых авторов имеются кривые, в которых эти величины даются в функции от температуры. Кривые показывают, что в пределах температур, имеющих место в гидравлических системах, значения коэффициентов з формуле (2. 2) меняются весьма мало. Поэтому для расчета с достаточной степенью точности можно принять коэффициент для температуры 38° С. При этой температуре А имеет значение 6,28-10-5аи2/кг, а В — 1,14-10"8сл44/кг2, тогда
-*4 2Вр
С ~ \+Ар-Ьр •
Из уравнения (2, 3) видно, что в диапазоне давлений от 70 до 700 кг/смА величина С меняется от 6,08-10-s до 4,48- 10-Б с.и2/«г. В диапазоне давлений, который наиболее часто применяется в инженерной практике — от 70 до 210 кг/см*. величина С меняется отб.08-10”8 до 5,71 -10"5 смЧкг. Поэтому для данного диапазона
15
давлений можно принять среднее значение С, равное 5,82-10-5 см'Чкг. Коэффициент С представляет собой удельное изменение плотности на единицу давления, или изменение в удельном объеме, который пропорционален величине, обратной плотности. При давлении 210к?/сл«2 величина изменения объема составляет! ,2% от всего объема, находящегося под давлением. Важность этого свойства капельных жидкостей можно легко уяснить из примера проектирования оборудования гидросистемы с крайне высокими скоростями. При каждом ходе поршня насоса величина сжимаемого объема должна компенсироваться. Если насос имеет постоянную подачу, равную Q см3/сек, тогда заданному объему цилиндра V см3 отвечает время t, необхо-
димое для того, чтобы создать давление, равное р кг!см2".
VP
17 500Q '
(2.4)
ч Если подача насоса является переменной,
1\ , как это имеет место в различных гидроси-сгемах, время, необходимое для создания дав-
Фиг. 2.1. Связь между ления, значительно увеличивается В боль-подачей и давлением, шинстве гидравлических систем при регулиро
вании подача насоса уменьшается с увеличением
давления. В большинстве случаев Q есть линейная функция от давления р. Насос обеспечивает полную псдачу до достижения давления р з системе. С этого момента подача падает с увеличением давления до нуля или, точнее, до бесконечно малой величины Qmin при максимальном значении рабочего давления рщах. При дальнейшем рассмотрении мы примем, что рг равно нулю. Конечно, если в действительности рг не равно нулю, тогда уравнение (2. 4) может быть использовано для значений р меньших р1; а уравнение для переменных подач —для диапазона давлений от рг до ртах.
Используя диаграмму на фиг. 2. 1, мы имеем
Qmax Qmir Отах Q
Ртах
(2. 5)
ИЛИ
(2.6)
Если Q = / (р), тогда вместо уравнения (2. 4) следует записать
V dp
(2. 7)
Подставляя выражение (2. 6) взамен f (р), имеем
V dp
17 SOOJQtqax (p/Pmax) (Qnax Qmin)l
(2-8)
16
Это выражение может быть переписано следующим
dt = _ Г______________1___________1
11 500Qmax L1 — (р/Ртах) U Q min/Qmax) J
или
^тах
dp
1 (Qmin/Qmax)
Ртах
О
Интегрируя (2. 10) и подставляя пределы, имеем f _ V Г_________________________Pm ах____1 | п О max
17500(2maj, 1 (Qmin'/Qmax)J Qmin
образом:
(2. 9)
(2. 10)
(2.И)
Таким образом, время t также пропорционально величине максимального давления pmtx, однако оно зависит также и от отношения подач Qmax к Qmin.
Величину времени t, получающуюся из уравнения (2. 11), можно сравнить с той же по уравнению (2. 4) для постоянной подачи. В этом случае Qmax будет равно Qmin. Если подставить значение Qmax = Qmin в уравнение (2. И), мы получаем в итоге неопреде-о ленность др .
Действительное значение величины t может быть получено путем вычисления отношения производных. Для этого запишем уравнение (2. 11) следующим образом:
j _ Тр-пах । In (Qniax/Q min) I /9 191
175OOQmax 11 —(Qmin/Q.nax) J
Тогда
/ (Qmin) Q пах /О |j\
Ф'(Qmin) ~~ Qmin ’ ' >
Подстановкой значения Qmax вместо Qmin мы получаем уравнение (2. 4), являющееся формулой для определения величины времени при постоянной подаче.
Если в уравнении (2. 11) Qmin приравнять нулю, время окажется равным бесконечности. В действительности этого не может быть, так как вследствие отставания в действии механизма регулирования от нарастания подачи при достижении максимума давления насос имеет конечную величину подачи, равную Qmin.
Уравнение (2. 11) дает возможность подсчитать величину времени, необходимого для того, чтобы достигнуть желаемой величины давления для любого отношения подач Qmax и Qmin. Практические данные говорят, что предельное отношение Qmax/Qmin равно приблизительно 10 : 1. Используя это значение, мы получаем время
^=(т7чпД77----) Ы0 = ТТтХт-------2,5ртах, (2.14)
\ 17o00Qmax / \ 1 — 0,1 / 17 500Qmax ’ ''max- \ /
что в 2,5 раза больше времени, необходимого чтобы развить то же давление при постоянной подаче насоса.
2 Эрнгт 1211 17
В действительности давление рх, начиная с которого величина подачи будет падать, не равно нулю, а является какой-то долей от величины максимального давления — обычно от 50 до 75%. В этом случае для диапазона от 0 до рх можно использовать уравнение (2.4), а для диапазона от до р,пах — уравнение (2. 11) Полная величина времени для насоса с регулируемой подачей, имеющего постоянную подачу в диапазоне давлений ст 0 до рг и уменьшающуюся подачу в диапазоне от рА до ртах, определится из следующего:
---------Г Pt + Т щ • (2-15) 1 / 500Qmax L 1 (Qmin/Qtnax) Qmin J
В отличие от капельных жидкостей, отличающихся малой ежи маемостью, газообразные жидкости легко поддаются сжатию. В связи с возрастающим значением газовых и воздушных аккумуляторов и других вспомогательных механизмов в гидросистемах, глубокое понимание поведения газообразных жидкостей под давлением является весьма желательным Ниже кратко рассмотрены основные законы, определяющие поведение газа под давлением.
2. 2. Закон Бойля—Мариотта
Жидкость, помещенная в резервуар, оказывает давление на его стенки. В случае капельной жидкости это давление чаще всего является результатом действия веса жидкости, к которому, конечно, могут добавиться другие силы, вызванные дополнительным давлением ог действия насоса или ему подобного устройства.
Газообразные жидкости также создают давление вследствие своего веса и действия газовых молекул- Давление жидкости измеряется в единицах силы, отнесенных к единице площади, как например фунты на кв. дюйм, фунты на кв. фут, кг на см2.
По закону Бойля—Мариотта объем газа обратно пропорционален величине давления в нем. Выражая это! закон алгебраически, имеем
. , или = ри = С, (2. 16)
здесь р! и р — абсолютные величины давлений, a Vj и v — удельные объемы. Этот закон, естественно, записан для абсолютных величин объемов.
2. 3. Закон Гей-Люссака
Закон Гей-Люссака утверждает, что газы при постоянном давлении расширяются пропорционально увеличению температуры. Все газы имеют один и тот же коэффициент расширения. В виде уравнения этот закон записывается следующим образом:
vT = v0 (1 + аГ), (2. 17)
где п0 — объем газа при нулевой температуре;
а — коэффициент расширения.
1«
Если объем газа поддерживается постоянным, то давление в нём возрастает пропорционально росту температуры:
рг = р0(1+аТ). (2.18)
Для значения Т — —1/а рт становится- равным нулю. Эта тем пература названа абсолютным нулем и равна 459,4° F или 273° С. Если температуры измеряются от абсолютного нуля, они называются абсолютными температурами.
2. 4. Уравнение состояния. Газовая постоянная
В соответствии с законом Бойля—Мариотта: при .постоянной температуре
р!---- pv - - С;
при нулевой температуре
-= pv; (2. 19)
при температуре 7’
/Л)Ог " Р^ (2. 20)
или по закону Гей-Люссака
р0«о (1 + «Л = pv (2. 21)
или, вводя абсолютную температуру Та = J/a + 7,
pv = p0v0aTa.
Так как v и v0 — удельные объемы, произведение pavoa является постоянным для данного газа, так называемой гаиовой постоянной, которая будет обозначаться буквой R. Тогда
pv = RTa. (2 22)
Газовая постоянная имеет следующую размерность:
R = (смГС). (2. 23)
‘ а
2. 5. Вязкость
Одним из наиболее важных свойств жидкости для работы гидравлического оборудования является вязкость. Вязкость определяется как сопротивление перемещению. Более точно — это свойство, в результате действия которого жидкость сопротивляется относительному перемещению ее слоев.
Для этой характеристики жидкости было получено соответствующее математическое описание. Это описание основано на следующей фундаментальной гипотезе, впервые предложенной Ньютоном. Напряжение сдвига между соседними слоями жидкости бесконечно малой толщины пропорционально градиенту скорости сдвига в направлении, перпендикулярном направлению движения жидкости. Если в частице жидкости вследствие разницы скоростей и на нижней поверхности и и + du на верхней имеет место перемещение слоев, 2* 19
(фиг. 2. 2), то частица деформируется и градиент скорости дефор мадии в направлении, перпендикулярном потоку, может быть пред-du
ставлен как -----частная производная от и по у.
Тогда закон Ньютона может быть записан следующим образом:
ди
Т — U. -Т- ,
(2. 24)
где ц является коэффициентом пропорциональности и называется абсолютной вязкостью.
В случае двух параллельных пластин, расположенных па расстоянии b друг от друга, одна из которых неподвижна, а другая
и du
и х
Фиг. 2. 2. Деформация элементарного жидкого объема
Фиг. 2. 3. Параллельные границы.
движется со скоростью V, предполагается, что жидкость прилипает к границам каждой из пластин так, что ее скорость равна нулю на границе с неподвижной пластиной и v — на границе с подвижной (фиг. 2. 3). Тогда в любой точке на расстоянии у от нижней пластины скорость жидкости равна
и градиент скорости сдвига равен
Напряжение сдвига равно
т=р^- (2.27)
или
и=• (2 28>
Таким образом, абсолютная вязкость является силой, действующей на единичную площадь плоской поверхности, перемещающейся с единичной скоростью относительно другой плоской поверхности, находящейся от первой на единичном' расстоянии.
20
Кинематическая вязкость. Если разделить абсолютную вязкость р на плотность жидкости р, то мы получим величину v, известную как кинематическая вязкость
v = -^. (2.29)
2. 6. Единицы вязкости
Размерность абсолютной вязкости р, в английской гравитационной системе мер будет следующей:
т/j сила длина _ F L. I-T
v ~ площадь скорость 1* L/T L- ’
поэтому абсолютную вязкость можно измерять в фунто-секундах на квадратный фут з английских гравитационных единицах или в дино-секундах на квадратный сантиметр в метрических единицах. Эта единица не имеет наименования в английской гравитационной системе, хотя в литературе часто употребляется термин рейн. Один рейн равен фунто-секунде на квадратный дюйм. Одна дино-секунда на см2 называется пуазом в честь Пуазейля. Одна сотая пуаза называется сантипуазом. Вязкость воды при 20° С приблизительно равна одному сантипуазу.
Кинематическая вязкость имеет размерность L2!T или квадратный фут на секунду в английской гравитационной системе и квадратный сантиметр на секунду в метрической системе. Один квадратный сантиметр в секунду называется стоксом в честь Джорджа Стокса. Одна сотая часть стокса называется сантистоксом.
Перевод английских и метрических единиц.
1 фунт сел!кв. фут = ^^^^^=478,8 дин-сек/см2 (нз)=47880 спз-,
1 кв-фут/сек = 30,482 = 929,03 см2!сек(ст) = 92903 сст,
1 фунт-сек/кв. дюйм (рейн) = =68948 (пз)—6,8948-10* сиз.
2. 7. Вискозиметрия
На практике определение коэффициентов абсолютной или кинематической вязкости с помощью каких-либо прямых методов измерения оказывается невозможным. Поэтому были разработаны специальные устройства для измерения скорости течения вязкой жидкости через кольцевые диафрагмы или определения времени, необходимого для того, чтобы данное количество жидкости вытекло через такую диафрагму. Измерения, полученные таким путем, количественно связаны с вязкостью, выраженной в единицах массы, времени и длины
21
Наиболее широко используемым методом определения вязкости является так называемый метод просачивания. В приборах, использующих данный метод, определяется время, необходимое для того, чтобы определенное количество жидкости протекло через капиллярную трубку при данном давлении. В Соединенных Штатах для этой цели обычно используется вискозиметр Сейболта, Этот вискозиметр принят в качестве стандартного Американским обществом испытания материалов.
Для смазочных масел и масел, используемых в гидросистемах, применяется универсальный вискозиметр Сейболта. Вязкость измеряется в секундах, необходимых для того, чтобы 60 см3 протекло через вертикальный участок капиллярной трубки.
2. 8. Перевод градусов Сейболта в метрические единицы кинематической вязкости
Связь между временем просачивания t в секундах Сейболта и кинематической вязкостью v в сантистоксах может быть выражена следующей эмпирической формулой:
v = 0,226г--9— сст для t < 100 сек; (2.30)
т = 0,220/—сст для /> 100 сек. (2.31)
2. 9. Перевод градусов Сейболта в метрические единицы
абсолютной вязкости
а) Дана вязкость по Сейболту /; плотность у г масса/см3, тогда v = 0,226/------------—- сст для /<100 сек
и v = 0,220/—сст для />100 сек;
Ц = VQ СПЗ = ПЗ.
б) Дана вязкость по Сейболту /; удельный вес у г/см3, численно равный q; v, так же как и выше, в сст, тогда
у = ту спз.
в) Дана вязкость по Сейболту /; относительный уд. вес s численно равен у, у — как выше;
у, = vs спз.
22
2. 10. Перевод градусов Сейболта в единицы английской гравитационной системы
а) Дана вязкость по Сейболту /; плотность Q слаг/куб. фут, тогда 0,226/f — (195/Г) , ,
V = ----92903---~ Кв- ФУт!сеК-
для t 100 сек и
0,220/ — (135//) , , 1Л,
v = -—Хб- Фит!сек для'z>100 сек-,
Ух Уи»5
it = vy фунт • сек!кв. фут.
б) Дана вязкость по Сейболту /; уд. вес у фунт/куб. фут-,
И ~ ~^тг фунт-сек'кв. фут.
в) Дана" вязкость по Сейболту /; относительный удельный вес s р = l,94vs фунт, сек!кб.. фут.
2. 11. Температура и вязкость
Минеральные масла, используемые в гидросистемах, весьма чувствительны к изменениям температуры. Относительно небольшие изменения температуры приводят к большим изменениям вязкости. Относительное изменение вязкости на один градус по Фаренгейту известно как температурный коэффициент вязкости. Эта величина может быть выражена следующим образом;
" f C (2.32)
Взаимосвязь между вязкостью и температурой может быть выражена следующим эмпирическим выражением, на основании которого составлены диаграммы:
lg 1g (v + 0,8) = п 1g Та + С, (2. 33)
где v — кинематическая вязкость в сст;
Та — абсолютная температура в °К;
Сип — постоянные для данного масла.
На фиг. 2. 4 приведены кривые: температура и вязкость типичных масел, используемых в гидросистемах, основанные на данных ASTM* 1.
Более простое, хотя и менее точное выражение связи температуры и вязкости, которое можно легко использовать для расчетов, дано Гершелем. Оно выражает связь между двумя значениями вязкости (л и при соответствующих температурах Т и То:
Н = Но(4) • Х2.34)
1 Slandard Viscosity-Temperature Charts for Liquid Petroleum Products, ASTM Designation D 341-43.
* При использовании этой формулы значения температур берутся в °F. -Прим, перев.
23
Это соотношение применимо только для относительно узкого диапазона температур и его не следует использовать вне пределов этого диапазона. Ниже даны значения показателей К для масел, приведенных на фиг. 2. 4, и диапазона температур от 20 до 55° С. Достаточно близким к действительности будет предположение, что
Фиг. 2.4. Зависимость вязкости от температуры для типовых масел (кривая АМГ-10 дана для сравнения).
вязкость масел, наиболее часто используемых в гидросистемах, изменяется обратно пропорционально третьей степени температуры в нормальном рабочем режиме гидросистем. При обычном изменении температуры масла в 2 раза вязкость меняется в 8 раз.
Масло № Показатель степени К Масло № Показатель степени К.
1 2,53 5 3,27
2 2,81 6 3.10
3 3,00 7 3,25
4 3 24
2. 12. Индекс вязкости
Сравнение масел проводится по индексу вязкости Дина и Дэвиса. Индекс вязкости показывает изменение вязкости жидкости в зависимости от температуры. Первоначально для сравнения использовались две группы масел — одна из нефтеразработок Пенсильвании и другая из нефтяных промыслов Гульф-Коаста. Эти две группы
представляли Две крайние границы по изменению вязкости от температуры. Пенсильванские масла имели минимальное изменение вязкости при охлаждении и им был дан индекс вязкости (У. /.), равный 100; другой группе был дан индекс, равный нулю. В настоя-
Фиг. 2. 5. Кривые вязкость — температура для разных индексов вязкости.
щее время можно достигнуть индекса, большего 100, с помощью улучшенных методов очистки масел и добавки синтетических присадок в масло.
На фиг. 2. 5 приводится диаграмма изменения вязкости от температуры для масел с различными индексами, имеющими одинаковую вязкость при температуре 38° С
2. 13. Давление и вязкость
Масло под давлением увеличивает свою вязкость. При неболь* ших давлениях увеличение вязкости сравнительно мало, однако при значительных давлениях вязкость масла быстро растет. Зависимость вязкости от давления может быть выражена следующей экспоненциальной функцией:
Р = цое^,
(2. 35)
25
где р — коэффициент вязкости по давлению;
ц0 — вязкость при атмосферном давлении;
ц — вязкость при давлении р.
Коэффициент вязкости по давлению зависит от типа масла, температуры и диапазона давлений.
В таблице, где приводятся значения вязкости при различных давлениях, видно, что коэффициент вязкости по давлению не остается постоянным, а зависит от величины давления. Изменение этого коэффициента, однако, невелико для практически используемого диапазона давлений, поэтому при расчетах можно пользоваться его средним значением для всего диапазона давлений.
Влияние давления на вязкости типовых масел, используемых в гидросистемах (Температура 38° С; вязкость в. спз; давление в кг/см2)
р = 1 кг 1см? р — 70 кг]см? р = 350 кг! см? р = 700 кг [см?
Но ц р-10» U рю» И 3 10“
28.3 33,4 2,36 6G,0 2,13 121 2,07
46,4 56,е 2.85 119 2,70 293 2,63
83,1 101 2,85 215 2,71 522 2,63
i22 151 3,07 345 2,97 933 2,90
288 351 2,85 714 2,57 1560 2,41
422 515 2,85 1050 2,57 2280 2,41
579 730 3,29 1630 3,08 4070 2 90
Вторичные факторы, влияющие на вязкость. Эксперименты, проведенные Доу [9], говорят о существовании влияния давления на средний температурный коэффициент вязкости и, наоборот, температуры на средний коэффициент давления. Этими эффектами можно пренебречь в условиях температурного режима и диапазона давлений, имеющих место в системах гидравлического оборудования. В дальнейшем принято, что оба коэффициента постоянны и не зависят друг от друга.
2. 14. Жидкости на нефтяной основе
Высококачественные минеральные масла турбинного типа были признаны удовлетворительными для широкого диапазона условий при использовании в гидросистемах.
Осложнения, возникающие в крайне тяжелых условиях эксплуа тации, создаваемых необходимостью длительной работы при полной подаче, привели к потребности в маслах с повышенной сопротивляемостью окислению. Это требование было удовлетворено с помощью добавок различных компонентов к маслам.
Вязкость. Вязкость рабочей жидкости является самой важной характеристикой для расчета и проектирования гидравлического 25
оборудования Как будет видно из дальнейшего, насосы, клапаны и устройства для регулирования изготавливаются без внутренних уплотнений, так что возможность создания высокого давления масла обеспечивается только- с помощью малых зазоров в рабочих, элементах. По зазорам происходит утечка масла, которая приводит к уменьшению подачи, потерям мощности и увеличению температуры масла. Потери на утечку обратно пропорциональны вязкости масла. Поэтому в тех случаях, когда необходимо свести утечку до минимума, кажется естественным применение масел повышенной вязкости. С другой стороны, в рабочих элементах, имеющих малые зазоры друг относительно друга, большая вязкость приводит к значительным силам сопротивления, причем величины этих сил прямо пропорциональны вязкости, так что для повышения величины механического к. п. д. необходимо использовать масла пониженной вязкости. Вязкость влияет также на гидравлическое сопротивление труб, клапанов и других каналов. Она ухудшает всасывающую способность насосов, замедляет реакцию механизмов на сигналы регулирования. Реко мендации фирм-изготовителей по маслам основаны на попытках учета внешне несовместимых требований. Эти рекомендации в основном базируются на результатах испытаний гидросистем в реальных условиях. Вместе с тем были сделаны попытки аналитического подхода к данной проблеме, которые будут рассмотрены в главе 5
Вопрос о том, какую вязкость масла следует выбирать, не может быть решен однозначно, так как при этом приходится принимать во внимание слишком много.-факторов. Вообще говоря, масла с повышенной вязкостью следует использовать в системах высокого давления, в которых желательно уменьшить потери на утечку, возникающие при повышенных даг лениях, и предотвратить сильное уменьшение вязкости масла вследствие повышенных температур В системах высокого давления можно допустить повышенные механические потери при преодолений вязкого сопротивления и могут быть допущены большие перепады давления для прокачивания масла через гидросистему, так как доля мощности, приходящаяся на эти потери, не так велика, как в системах с пониженным давлением. С другой стороны, в системах низкого давления, например до 70 кг/см2, более выгодным оказывается применение менее вязких масел, так как потери из-за утечек становятся меньше, а потери мощности на вязкое трение и сопротивление трубопроводов должны быть уменьшены.
Опыт автора подсказывает, что в радиально-поршневых насосах с давлением от 175 ка/czt2 и выше хорошие результаты давало применение масел с вязкостью от НО до 210 сст при температуре 38° С, в то время как для пониженных давлений (до 70 кг/см2) лучше подходят1 масла с вязкостью 33—66 сст. Многие фирмы-изготовители насосе® высокого давления рекомендуют применение масел с вязкостью порядка 66 сст', вообще говоря, заметна общая тенденция к .применению масед пониженной вязкоцти.
27
Индекс вязкости- Хороший индекс вязкости желателен по следующим двум соображениям: во.-первых, он уменьшит затруднения, связанные с холодным пуском агрегатов, и уменьшит продолжительность периода разогрева и, во-вторых, он сведет до минимума уменьшения в вязкости при повышенных температурах.
В настоящее время общедоступными являются масла с индексом 90. Использование таких масел обеспечит хорошие пусковые характеристики в машинах с повышенной чувствительностью к вязкости, без какого-либо ухудшения основных физических характеристик. Путем применения различных добавок могут быть получены масла с индексом, значительно превышающим 100. Их применение в оборудовании, работающем в нормальных температурных пределах, однако, не рекомендуется.
Температура застывания. Эта характеристика масла, вообще говоря, не представляет практического интереса, кроме случаев работы гидросистем при крайне низких температурах.
Рабочая температура и химическая стойкость. Следует избегать работы при чрезмерно высоких температурах в гидросистемах. Как было указано выше, вязкость минеральных масел очень сильно зависит от температуры. Таким образом, перегрев масла может привести к прогрессирующему процессу. Повышенные температуры уменьшат вязкость, .уменьшение вязкости приведет к повышенным потерям на утечку, а последние еще больше увеличат температуру масла. Этот процесс может развиваться вплоть до поломки машины. Установление правильного теплового баланса является весьма важным в гидросистеме. Этот тепловой баланс должен исходить из равенства притока и отвода тепла; ни в коем случае не следует принимать во внимание возможность аккумулирования тепла в большом резервуаре
В тех случаях, когда естественное охлаждение радиацией оказывается недостаточным, следует прибегать к принудительному воздушному или водяному охлаждению. Хотя ЛС 1 рекомендует использование температуры 55° С в качестве нормальной для условий всасывания насоса при длительной работе системы, работа при более низких температурах имеет явные эксплуатационные преимущества. Другой причиной нежелательности высоких температур является увеличение окисляемости масел в этих условиях. Известно, что окисление масел и последующее образование смол и осадков являются основными причинами неполадок в гидросистемах.
Некоторые включения, которые могут быть в гидросистемах, вместе с температурой являются основным фактором, способствующим окислению масел. Среди них пыль, грязь, ржавчина, частицы краски и частицы материала, попадающие в масло в результате износа. Кислотные продукты разложения масла дают возможность определения степени и развития окисления путем измерения веса количества миллиграммов едкого кали, необходимого для нейтра
1 Joint Industry Conference, Hydraulic Standarts for Industrial Equipment.
28
лизации кислоты в одном грамме масла. Эго количество названо нейтрализационным числом-
Рабочие масла могут быть обработаны окислительными ингибиторами, некоторые из которых действуют путем прерывания цепной реакции окисления.
Способность противостоять образованию эмульсии. При работе гидросистем следует избегать попадания влаги в рабочее масло. Причинами проникновения влаги могут быть: конденсация атмосферной влаги в масляном холодильнике и на водяных трубах, протекающий холодильник или утечка хладоагента в резервуар. В результате масло теряет цвет и образуются слизистые клейкие вещества, которые мешают нормальной работе оборудования. Содержание воды в масле уменьшает смазывающие свойства жидкости и может уско рить появление ржавчины. Для предотвращения этих явлений масло должно обладать способностью быстро и полностью освобождаться от воды.
Меры против ржавчины. До того как появилась тенденция использовать антиокислительные ингибиторы в маслах, образование ржавчины в гидросистемах предотвращалось путем соответствующего рафинирования минеральных масел. На поверхности металлов осаждались некоторые продукты окисления, которые защищали металл от воздействия воды. Использование аптиокислительных ингибиторов сделало невозможным образование этих защитных пленок, поэтому оказалось необходимым добавлять в масла ингибиторы, защищающие металл от коррозии. Масла такого типа обычно называют маслами с двойным ингибитором.
Смазывающая способность и прочность масляной пленки. Рабочие масла выполняют роль не только среды, передающей энергию, но также и смазки для подвижных деталей насосов, клапанов и других элементов гидравлического оборудования. В насосах, работающих при повышенных скоростях, создаются высокие давления, и масло должно создать смазывающую пленку, воспринимающую давление и предотвращающую возможность прямого металлического контакта деталей.
Это свойство становится особо важным в тех случаях, когда чисто гидродинамическая смазка не может быть осуществлена и имеет место граничная смазка.
С помощью специальных добавок в масло может быть обеспечена высокая прочность смазочного слоя. Было найдено, однако, что некоторые антиокислительные и антикоррозионные ингибиторы обладают дополнительным свойством способствовать образованию прочной пленки.
Ценообразование. Минеральные масла, не бывшие в эксплуатации, имеют весьма малую тенденцию к пенообразованию. Способность противостоять пенообразованию может быть усилена специальными добавками, однако против этого явления лучше всего бороться путем применения химически-стойких чистых масел и сведения до минимума количества воздуха в системе,
29
2. 15. Синтетические жидкости
Обычные масла на нефтяной основе оказались в большинстве случаев вполне удовлетворительными для промышленного применения. Однако иногда возможность пожара и взрыва жидкости не позволяли применять системы гидравлического привода и регулирования.
В результате как в промышленности, так и для военных целей появилась потребность в синтетических жидкостях, обладающих невоспламеняемостью и способностью противостоять пожару.
Фиг. 2. 6. Зависимость зязкос-и от температуры для огнестойких жидкостей: ,
1 — Houghto-Safe; 2 — Pydraul F9; 3 — Tricresyl Phosphate; 4 ~ Aroclor 1248; 5 — Skydrol.
В настоящее время разработано несколько типов таких жидкостей, которые применяются в промышленности и для военных целей. Жидкость может быть сделана огнестойкой двумя следующими путями: 1) жидкость можно сделать менее воспламенимой путем добавки подавляющих веществ (примерами таких жидкостей могут послужить жидкости на основе воды, такие, как Mobil Hyvac № 20 или 30, Ucon Hydrolube и houghto-Safe); 2) создать материал, являющийся огнестойким по своему химическому составу.
Два вида жидкостей, оносящихся к последней категории, в настоящее время применяются в промышленности — фосфатные эфиры и хлорозамещенные углеводороды. Примерами первого вида могут послужить Pydraul F9 и Tricresyl Phosphate. Хлорозамешенный бифенол Aroclor может быть приведен в качестве примера второго вида жидкостей. Оба типа огнестойких жидкостей показали хорошие •за
результаты при испытаниях на воспламеняемость и в промышленных условиях их можно рекомендовать для тех гидросистем, в которых существует опасность пожара, как, например, в литьевых машинах, при горячей штамповке и т. п. Для правильного применения этих жидкостей необходимо звать их некоторые свойства.
На фиг. 2. G показаны характеристики вязкость — температура нескольких огнестойких жидкостей. Можно отметить, что чисто синтетические жидкости имеют малый индекс вязкости, поэтому при проектировании гидросистем, в которых они должны применяться, необходимо рассмотреть возможности ограничения рабочего диапазона температур.
Жидкости на водяной основе имеют весьма высокий индекс вязкости, что позволяет применять их в условиях низких температур. Применение этих жидкостей при температурах свыше 65° С не может быть рекомендовано ввиду быстрого испарения воды.
Для чисто синтетических жидкостей нормальный температурный диапазон 50—60° С. Синтетические жидкости с водкой основой показали удовлетворительные результаты при использовании в гидравлических системах с различными насосами, спроектированными для минеральных масел, в условиях средних давлений. Это относится к шиберным, шестеренным и аксиально-поршневым насосам в диапазоне давлений от 35 до 125 кг!см2. Однако эксплуатационные данные показывают, что в случае значительных нагрузок па опоры скольжения насосов объем работ по обслуживанию насосов увеличивается.
Характеристики долговечности жидкостей не на водяной основе более близки к характеристикам хороших сортов минеральных масел па нефтяной основе.
Необходима осторожность при выборе уплотнений и сальников. Все чистые синтетические жидкости вызывают набухание неопрена, одного из наиболее часто встречающихся материалов в уплотнениях.
Практически все фирмы — изготовители уплотнений — поставляют набивки, которые могут быть использованы при синтетических жидкостях. Жидкости на водяной основе не воздействуют ни на какие материалы, применяемые для масел, кроме пробки.
Токсичность синтетических жидкостей при правильном их использовании не должна быть больше, чем у масел на нефтяной основе. При использовании Aroclor'a в открытых системах в случае высоких температур необходимо предусмотреть хорошую вентиляцию. Весьма интересным является тот факт, что сжимаемость синтетических жидкостей значительно меньше, чем у обычных минеральных масел, и равна приблизительно 3,5 10-6 см2! кг.
Литература
1. N oricn Arthur Edwin. Lubrication. Me Graw-Hill Book Co. Inc, Nev. York 1942.
2. D i b e r t R. M., Dow R. B. and Fink С. E. The Viscosi‘y of Pennsylvania Oils at High Pressure. J. Appl Phys 10 (N 2), February 1939.
31
3. Dow R. В. The Rheology of Lubricants. J. Colloid. Sci. 2 (N 1), February 1247.
4. D о w R B. and Fink С. E. Some properties of lubricating oils of High pressure density. J. Appl. Phys. 11.353, May 1940.
5. H a r r i s I. S. Synthetic Hydraulic Fluids. Prod. Engr.g. 25. (N 12), December 1954.
6. Sharpe R.Q. Designing for Fire Resistant Hydraulic Fluids. Prod. Engug 27 (N 8), August 1956.
7. В e r g s t г о m A. G. and Sharpe R. Q. Hydraulic Fluids for Machine. Tools Tech. Bull Sccony Mobil Od Co, Inc New Yotk, June 1050.
8. Cordiano H. V.,tochran E. P. and Wolfe R. J. A Sfudy of Combustion Resistant Hydraulic Fluids as Ball Bearing Lubricants, presented before the American Societv of Lubricating Engineers. 11 th. Annual Meeting, Pittsburgh, Pa. Apr. 1056.
9. The effects of Pressure and Temperature on the Viscosity of lubricating oils. J. Appl. Phys. 8 (N 5), May 1937
Глава 3
ГИДРОСТАТИКА
3. 1. Закон Паскаля
Фиг. 3.1 Силы, действующие на столб жидко сти.
Давление в любой точке находящейся в покое жидкости одинаково во всех направлениях. Вся система объемного гидропривода построена на этом основном законе.
Давление и разность уровней. Рассмотрим задачу о равновесии сил, действующих на жидкий объем в статическом состоянии. На фиг. 3. 1 показан столб жидкости высотой h, площадью поперечного сечения, равной А . На столб действуют сила от давлений рг, р2 и от веса yhA. Для выполнения условий равновесия необходимо, чтобы
р2А + yhA р}А (3. 1)
или
Рг + уЛ =- ре (3. 2)
Pi — Pt ~ yh. (3.3)
Если принять за величину р2 атмосферное давление на поверхности жидкости, тогда давление р па глубине h будет равно
Рабе •= Ра + yh. (3. 4)
В этом уравнении величину pa6l называют абсолютным давлением, т. е. давлением отвеса столба жидкости, к которому добавляется давление от веса атмосферы.
Если принять атмосферное давление ра за нуль, тогда мы имеем р = yh, или величину избыточного давления (3. 5)
Эта величина равна давлению, которое покажет прибор, подсоединенный к точке на глубине /г. Это объясняется тем, что на элемент прибора, чувствительный к давлению извне, действует атмосферное давление, равное по величине и противоположное по направ лению тому, которое действует на колонну жидкости; таким образом, величина атмосферного давления не входит в показание прибора.
Величина атмосферного давления ра равна 14,7 фунт/кв. дюйм на уровне моря, или 211G фунт/кв. фут. Английская атмосфера
3 Эрнст
1211
33
равна 29,9 дюйма рт. ст. или 760 жж. Метрическая атмосфера принята разной 1 кг/см.2 или 736 мм рт. ст.
Для того чтобы размерности величин в уравнениях (3 4) и (3.5) совпадали, необходимо перевести все единицы следующим путем:
Увооы = 1000 кг/л3>
следовательно,
рабс = 10 ОСО + 1000А кг/м2; (3. 6)
р — 1000А кг/м.2 (3. 7)
или, переходя к кг/см2,
Рабс = 1 + ТО = 1 + 0,1А кг/см2; (3. 8)
р — 0,1 А кг/см2, А в м. (3. 9)
Глубина жидкости А, па которой величина давления равна р, определится из уравнения (3. 5):
А = ^-. (3.10)
Величина А измеряется в метрах. Для воды, если р измеряется в кг/см2,
А = Юр м; (3. 11)
если р — в фунтах на кв. дюйм,
А = 2,32р фут. (3. 12)
Для любой другой жидкости с относительным удельным весом s, в том случае если р в кг/см2,
А = ^ м. (3. 13)
3. 2. Жидкостные манометры
Основной принцип закона Паскаля был использован в устройствах для измерения величины давления в резервуаре, заполненном жидкостью под давлением.
Если присоединить трубку с открытым концом к резервуару, как показано на фиг. 3. 2, высота столба жидкости А соответствует давлению в точке А резервуара.
По уравнению (3. 4)
р = ра ф уА по абсолютной шкале;
р = yh по шкале избыточного давления.
Величина давления может, естественно, быть указана на шкале в метрах или сантиметрах напора. Трубка, показанная на фиг. 3. 2, названа пьезометрической трубкой. Жидкостный манометр представ-34
ляет собой U-образную трубку, присоединенную к резервуару под давлением, и предназначен для измерения давления жидкости и газа.
На фиг. 3. 3 показан жидкостный манометр, подсоединенный к резервуару с жидкостью, имеющей удельный вес Y4; удельный вес измерительной жидкости в трубке равен у2. В этом случае
р = ра + у2Л2 — Y(абсолютное давление) (3. 14) или
Р = Уг^2 — Yi^i (избыточное давление). (3. 15)
Жидкостные манометры обычно используют для измерения небольших давлений. Легко заметить, что даже при использовании измерительной жидкости большого удельного веса величина давления,
Фиг. 3. 2. Пьезометр. Фиг. 3. 3 Манометр.
которую можно измерить с помощью такого устройства, ограничена практически высотой манометрических трубок. Поэтому такой тип измерительного прибора обычно не применяется в гидросистемах, за исключением тех случаев, когда относительно небольшие давле ния должны быть измерены с большой точностью.
3. 3. Механические манометры
Для измерения повышенных давлений необходимо использовать другой вид измерительного прибора. Такие приборы обычно состоят из упругого элемента, реагирующего на давление, который воздействует на стрелку указателя или на шкалу прибора через механизм, увеличивающий значение упругой деформации. Наиболее широко используются манометры Бурдона. В этом манометре элементом, реагирующим на давление, служит изогнутая трубка с тонкими стенками, которая стремится расправиться, будучи изнутри нагружена давлением (фиг. 3. 4). Перемещение конца трубки передается рычагами и шестеренным сектором стрелке указателя прибора. Шкала прибора обычно градуируется в кг/c.w2; может быть поставлена и отдельная шкала, на которой указана нагрузка в тоннах на поршень известного размера.
Плунжерные и пружинные приборы позволяют устранить сложный передаточный механизм; эти приборы, обладающие значительной прочностью и способностью противостоять ударам, применяются многими производственниками. Такие манометры не рассчитаны на точнее измерение давления, однако они могут превосходно использоваться в качестве рабочих приборов для приближенного определения давления.
3* 35
Прибор для измерения давления, выпускаемый фирмой Schrader and Sons, широко применяется в силовой гидравлике. Он состоит из плунжера, опирающегося на цилиндрическую пружину; при увеличении давления плунжер поднимается, сжимая пружину. К плунжеру присоединяется стрелка, указывающая давление на шкале прибора.
Фиг. 3. 4. Манометр с трубкой Бурдона.
Недавно фирмой Cameron Iron Works был выпущен прибор для измерения давления, работающий на нозом принципе. Этот прибор, первоначально предназначенный для нефтепромыслов, обладает большой прочностью и долговечностью и, по видимому, хорошо подходит к тяжелым условиям работы, таким, какие имеют место в высокоскоростных гидропрессах и тому подобных установках.
Глава 4
ГИДРОДИНАМИКА
4. 1. Неразрывность потока
Если жидкость течет по трубопроводу или каналу переменного по длине поперечного сечения и мы предполагаем, что в канале нет разрывов сплошности, тогда масса жидкости, проходящая через каждое поперечное сечение канала, должна быть постоянна.
Если обозначить скорости и площади двух поперечных сечений канала соответственно через vlr Fx и v2, г., тогда
= QiV2F2. (4. 1)
В случае несжимаемой жидкости кет изменения плотности от сечения к сечению и уравнение (4. 1) запишется следующим образом:
v1F1 = o2F3 (4. 2)
или просто
vF = const. (4. 3)
Уравнение (4. 3) выражает математически закон неразрывности потока.
4. 2. Энергия жидкости
Среди известных форм существования энергии для жидкости важны в основном три. Это кинетическая энергия, потенциальная и энергия давления. В метрической системеМКСЗэнергия измеряется в кгм. Когда говорят об энергии весовой единицы жидкости, под этим подразумевается удельная энергия, измеряемая в кгм на 1 кг жидкости. Так, жидкость, размещенная на высоте 10 м, имеет потенциальную энергию, равную 10 кгм на кг или 10 м.
Кинетическая энергия измеряется аналогично. Кинетическая энергия массы М, обладающей скоростью v, равна
Если отнести энергию к единице веса, тогда удельная энергия разна
Е = -%- кгм,'кг или м. (4. 5)
^5
37
Эта удельная энергия обычно называется скоростным напором.
Если определенное количество жидкости находится под давлением р, то это дает возможность жидкости совершать работу. Если полный вес жидкости равен G, тогда энергия на высоте h равна
Е = Gh. (4. 6)
Если учесть, что h = — [уравнение (3. 10)], то
(4.7)
И в этом случае удельная энергия измеряется в метрах и называется «напором давления».
4. 3- Теорема Бернулли
Если применить закон сохранения энергии к тем видам энергии, которые могут быть в жидкости, мы получим следующее выражение: полная энергия = потенциальная + кинетическая + энергия давления;
Gh Ч = const. (4. 9)
или для удельных энергий
h + ~ = const = И, (4.10)
где Н — полный напор в м.
. Уравнение (4. 10) известно под названием теоремы Бернулли в честь математика Даниила Бернулли, который установил приведенную зависимость-В 1738 г. _ . ..
4. 4. Теорема Торичелли
Предположим, что резервуар/показанный на фиг. 4. 1, заполнен жидкостью.до высоты h над уровнем выходного отверстия; в ртом случае уравнение Бернулли будет записано _ У I J при следующих условиях:
на поверхности жидкости мы имеем напор давления ра/у и геометрический напор /г; А ы .г скоростным напором в этой точке можно Фиг. 4 1 К теореме То- ' r , г
ричелли пренебречь в том случае, если размеры ре-
зервуара достаточно велики и скорость тече
ния жидкости в нем мала;
в выходном насадке скоростной напор равен v"/2g, напор давления — ра/у, тогда
+ h = ; (4.И)
.. . : ‘ У .у. 1 2g’. . .
h — или . (4. 12)
38
Эта величина соответствует скорости тела, падающего в безвоздушном пространстве с высоты h. Уравнение (4. 12) известно под названием теоремы Торичелли, по имени ученого, который в 1644 г. демонстрировал опыты, подтверждающие это соотношение.
4. 5. Сифон
отверстие в ее нижней части после удаления воздуха
Теорема Бернулли может быть использована при рассмотрении действия сифона. На фиг. 4. 2 приводится схема, иллюстрирующая действие этого устройства. Жидкость в резервуаре течет через U-сбразную трубку и вытекает через после того, как сифон был заполнен, из трубки.
Применяя уравнение Бернулли поверхности уровня в резервуаре и выходного
отверстия, имеем
+ h -р° +
У у 1 2g
или
е.
о -= |/ 2gh,
т. е. то же самое, что и в случае вытекания жидкости из резервуара с напором Л
Применяя уравнение Бернулли для верхней точки сифонной трубки и для уровня жидкости в резервуаре, имеем
~ + ^Vh + hl+ -р- (4.13)
Из условия неразрывности столба жидкости v должна оставаться постоянной в предположении, что сифонная трубка имеет постоянное поперечное сечение.
Тогда
v = V 2g/z или и2 = 2g/i;
-у + h --I- h + (4.14)
I I
или
(4. 15)
Если h + hr станет равным pjy, то абсолютное давление р становится равным нулю и сифон прекращает действовать. В этом случае при атмосферном давлении ра не осуществляется течение жидкости через сифон.
39
4 6 Трубка Пито
Другим хорошо известным устройством, основанным на теореме Бернулли, является трубка Пито. Трубка Пито используется для измерения скорости потока жидкости. Она представляет собой насадок (фиг. 4. 3), размещенный в потоке жидкости так, чтобы один его конец был направлен против потока, а другой — направлен вверх. Конец трубки, расположенный в потоке, открыт, а вертикальный конец подсоединяется
к
манометру. Жидкость в трубке
Фиг. 4. 4. Трубка для измерения статического давления
Фиг. 4. 3. Трубка Пито.
неподвижна, поэтому скорость v на входе в трубку должна равняться нулю.
Применяя теорему Бернулли к сечению входа в трубку, имеем ' (4- !ы где рт — давление на входе в трубку;
р — статическое давление в жидкости;
У 0g',
Pni = Q^ + p', (4. 17)
Для определения величины статического давления в струе жидкости нужны специальные устройства. Давление в непосредственной близости к стенкам может быть измерено с помощью пьезометрической трубки. Давления на пути текущей жидкости измеряются с помощью так называемых статических трубок (фиг. 4. 4). В статической трубке горизонтальная часть закрыта в конце и оборудована закругленным насадком для уменьшения турбулизации потока жидкости. На некотором расстоянии от конца горизонтального участка в трубке высверлено несколько отверстий. Вертикальный конец трубки связан с манометром Ввиду того что поток жидкости проходит под прямым углом к осям отверстий, на манометр передается только величина статического давления.
Трубка Пито и статическая трубка легко объединяются в так называемую Пито-статическую трубку, показанную на фиг. 4. 5. Два какала такой трубки могут быть присоединены к противоположным концам дифференциального манометра, который в этом случае покажет величину скоростного напора.
40
Уравнение (4. 17) на практике может быть скорректировано тарировочными коэффициентами, которыми у чается влияние помех в потоке от самой трубки.
Хотя основной целью Пито-статических трубок является измерение скоростей потока, они также могут быть использованы для изме
рения количества протекающей жидкости. Если F — площадь трубопровода или канала, в котором размещена трубка Пито, то
Q = Fv (4. 18)
Фиг. 4. 5. Пито статическая трубка.
и в этом случае нужны тарирозочные коэффициенты для уточнения уравнения (4. 18), учитывающие неравномерность распределения скоростей в канале.
4. 7. Расходомер Вентури
Фиг. 4. 6. Расходомер Вентури.
Для измерения расхода жидкости в трубопроводах часто используется расходомер Вентури. Это устройство состоит из конического конфузорного участка трубы с начальным диаметром, обычно равным диаметру трубы, сходящимся до зауженной центральной цилиндрической шейки, переходящей затем в диффузорный участок с конечным диаметром, также равным диаметру трубы (фиг. 4. 6).
Запишем уравнение Бернулли для сечений 1 и 2:
2 2
Р1 , = Р2
у ’г 2g у г 2g
(4. 19)
Так как то
= ^2^2-
Fi
= -IF- Vi-
Г2
Подставляя значение у2 в уравнение (4. 19), имеем
”. = <4- 20> или, если обозначить величину
> (Л/Р2)2-1 ’
то
. (4. 21)
41
Расход жидкости Q, протекающий через расходомер, равен
Q = F.v = W /2g ( . (4. 22)
Значения величин в уравнении (4. 22) должны быть исправлены тарировочным коэффициентом, учитывающим потери энергии на длине расходомера и неравномерность скоростей по поперечному сечению.
Давления рг и р.2 могут быть измерены с помощью соответствующих манометров на входном сечении и на сечении шейки. Шкала этих приборов может быть отградуирована непосредственно в единицах скорости или расхода.
4. 8. Диафрагменные расходомеры
Метод измерения диафрагменным расходомером является таким же, как и метод измерения расходомером Вентури. Диафрагменный расходомер образуется путем установки диафрагмы с отвер
стием на пути потока в том месте, где желательно мерить расход жидкости. Расход определяется измерением давления с помощью манометров в точках до установки диафрагмы и после нее. Это устройство показано на фиг. 4. 7. Применяя уравнение Бернулли, имеем
Фиг. 4 - 7 Диафрагменный расходомер
Pi ^2 Р2 , V* £>
у~ + Л 2g “ у ' 2g ’ ~ Л
-р/ (4. 24)
* 1 -- V 2/Г М
Q = Л У ----------(4- 2о)
И в этом случае уравнение (4. 25) необходимо скорректировать тарировочным коэффициентом, учитывающим потери энергии и сжатие струи в отверстии диафрагмы.
4. 9. Ротаметр
Расходомер Вентури имеет нсменяющиеся по времени площади поперечного сечения, поэтому изменения в величине расхода жидкости приводят к изменениям скоростей. Эти изменения скоростей приводят к изменениям в перепаде давления, которые, пропорциональны квадрату величины изменения скорости. Вместо сохранения постоянными величин площадей и изменения скоростей и давлений, естественно, возможно изменять площади и сохранять постоянными скорости и давления. Устройство, использующее этот принцип, показано на фиг. 4. 8. Это устройство, изготавливаемое компанией Fischer & Porter, состоит из конической стеклянной трубки, в которой размещен поплавок с постоянным сечением, причем этот поплавок может перемещаться в вертикальном направлении (вдоль оси трубки), 42
изменяя тем самым кольцевую площадь прохода между поплавком и стенками трубки. Силы, действующие на поплавок вверх и вниз, уравновешиваются так, что при данной скорости поплавок находится в определенном положении по высоте. Сила, действующая на поплавок вниз, равна весу поплавка за вычетом веса жидкости, вытесненной поплавком. Эта сила должна быть уравновешена действием силы от перепада давления, которое под поплавком больше, чем над ним. Ввиду того, что вес поплавка постоянен, перепад давления и скорость жидкости в щели между поплавком и стенками трубки также должны быть постоянными.
приведет к тому, что поплавок займет положение в трубке, отвечающее большей площади потока.
Ниже кратко изложена теория расходомера Fischer'a и Porter'a. Сила,
Увеличение расхода жидкости
Фиг. 4. 8. Ротаметр.
действующая вниз, равна Vn (У„ — Уж)>
Vn — объем поплавка;
11 Уж — удельные веса поплавка и жидкости соответственно.
Сила, действующая вверх, равна (Pi — Рг) Fn,
где Fn — поперечное сечение поплавка в самом широком месте;
ру и р, — давления ниже и выше поплавка.
Приравнивая оба выражения, имеем
Fn(Pi~ Р2) = Vn(yn — Уж) (4.26) или, используя напоры вместо давлений,
где
У,г
h — р* ^2 _ Рд (Уп — у.ж).
Уж F п'Уж ’
применяя теорему Торичелли, имеем
v = С V?gh~ , где С — тарировочный коэффициент.
Подставляя значение h из уравнения (4. 27), имеем
и =
(4. 27)
Уп (Уд — Уж) ; F п' Уж
(4 28)
• Уп (Уп — Уж) F п Уж
(4. 29)
43
Из уравнения (4. 29) видно, что расход жидкости пропорционален площади F и функции от плотностей поплавка и жидкости вместо корня квадратного из перепада давлений. Эксперименты, проведенные изготовителями устройства, показали, что эта закономерность вполне справедлива.
Для определения подач при широком диапазоне удельных весов жидкостей и поплавка единственным необходимым опытным коэффициентом является коэффициент С. Кроме того, путем применения специальной конструкции, разработанной в результате расширенных исследований, влияние вязкости было в основном устранено, что делает коэффициент С постоянным для широкого диапазона вязкостей и плотностей жидкости. Влияние плотности жидкости может .быть скомпенсировано соответствующим подбором удельного веса поплавка.
4. 10. Объемные расходомеры
Объемные расходомеры не могут служить примером применения законов гидродинамики так,- как диафрагменные расходомеры. Однако рассмотрение принципа действия этих расходомеров в данной главе позволяет более полно ознакомить читателя с приборами для измерения и записи величины расхода жидкости.
* Л
Фиг. 4. 9. Расходомер объемного действия.
Следует иметь в виду, что приборы, рассмотренные в разделах 4. 7 и 4. 8, определяют значение секундного расхода, т. е. количества жидкости, проходящей в единицу времени — м?!сек, л/сек и т. п.
В противоположность этому объемные расходомеры измеряют полное количество прошедшей жидкости и для определения секундных величин необходимо одновременно измерять время. Это дает возможность определения количества жидкости, прошедшего через 44
расходомер за данный интервал времени, и, следовательно, среднего секундного расхода.
На фиг. 4. 9 показан расходомер объемного действия с тарелкой, совершающей прецессионное движение. Он состоит в основном из круглой тарелки, расположенной в сферическом корпусе, который разделен на две секции радиальной стенкой. Тарелка имеет прорезь, через которую проходит стенка. Тарелка опирается на сферическую опору и имеет приводной штифт, который вращает кулачок. /Движение жидкости заставляет тарелку совершать прецессионное движение, которое преобразуется во вращение кулачка. Это вращение передается через набор шестерен на индикаторный и записывающий механизм, расположенный в корпусе над расходомером.
4. 11. Кавитация
Когда в потоке жидкости возникает такое состояние, при котором жидкость заполняет не все пространство, по которому она течет, образуются разрывы сплошности. Это явление называют ка витацией.
Кавитация возникает в тех случаях, когда скорость в какой-либо точке достигает такого большого значения, при котором величина абсолютного давления приближается к нулю. Если линии всасывания насоса выбраны недостаточно большими по диаметру или если на пути потока встречаются препятствия, которые стремятся уменьшить имеющийся напор давления, давление в жидкости может упасть до такой небольшой величины, что оно не будет в состоянии поддерживать сплошность потока; в этом случае возникает кавитация. Кавитация развивается в том случае, если давление упало до величины упругости паров при данной температуре, что приводит к вскипанию жидкости и заполнению образующихся каверн ее парами. Упругостью паров называется такое давление при данной температуре, при достижении которого возникает свободное испарение жидкости и пары заполняют замкнутое пространство до точки насыще ния. Давление упругости паров масел, применяемых в гидросистемах при нормальных рабочих температурах, настолько мало, что в большинстве случаев это явление приводит к значительному проникновению воздуха, если система не является абсолютно герметичной. При понижении давления в жидкости весь воздух, который растворен в ней, стремится освободиться, увеличивая возможность кавитации. Заключенный в жидкости воздух в виде пузырьков будет расширяться и также увеличивать кавитацию.
Кавитация в гидравлическом оборудовании вызывает сильный шум в насосах, вибрацию трубопроводов и неустойчивую работу двигателей и системы регулирования. Ее следует избегать с помощью правильного конструирования насосов и каналов; линии всасывания должны быть достаточных размеров и не иметь заужений, крутых поворотов и ступенчатых изменений поперечного сечения.
45
4. 12. Гидродинамические силы во вращающихся жидкостях
В главе 3 было показано, что давление, развиваемое столбом жидкости высотой h и удельного веса у, равно
Р = yh.
Аналогичное выражение может быть получено для давления, возникающего под действием иных сил. Частица жидкости, вращающаяся на расстоянии г ст центра вращения, подвержена действию центростремительного ускорения, равного
а — г<о2.
(4. 30)
Из уравнения (4. 30) видно, что ускорение не является постоянным, как ускорение силы тяжести, но изменяется пропорционально расстоянию, отделяющему частицу от центра вращения. Давление, развиваемое на радиусе г, можно считать результатом действия плотности -у- и среднего ускорения гсо2/2, умноженного на величину столба г. Таким образом, имеем
у-г'2 - О)2
(4. 31)
или
Л = (4- 32)
где и — линейная скорость жидкости на радиусе г.
Уравнение (4. 31) применимо к любой жидкой массе, расположенной на некотором расстоянии от центра вращения, вне зависимости от величины этого расстояния и,, естественно, применимо также к жидкостному цилиндру радиуса г, вращающемуся относительно своей оси.
Тем же путем можно показать, что давление в массе жидкости, расположенной, начиная с радиуса г0, будет равно
у- а>-
Рс= ------
2g
(4- 33)
где г — расстояние от центра вращения.
Это уравнение относится как к кольцу жидкости с внутренним радиусом г0, так и к конечной массе жидкости с любой конфигурацией границ, минимальное расстояние от центра которой равно г0.
Давление, развиваемое в любой точке в радиальном направлении, равно тому же и в осевсм направлении. Таким образом, уравнение (4. 33) может быть использовано для определения осевого усилия, возникающего в роторных и горизонтально-поршневых насосах. Это давление противодействует давлению на входе насоса и, таким образом, определяет максимально допустимую скорость 46
вращения для данной величины давления на всасывании. Полная величина осевого усилия определится суммированием давлений действующих на определенном радиусе, умноженных на элементарную площадь их действия. Так, например, при кольцевой конфигурации жидкой массы полная величина усилия будет равна
отсюда
г<> г0
__ Яу<о2(г2-г2)2
4g
(4.34)
(4.35)
4. 13. Потери энергии в жидкостях
В данной главе все рассуждения касались идеальных жидкостей, т. е. несжимаемых жидкостей, не имеющих внутреннего трения. В действительности течение жидкости всегда сопровождается тре нием вследствие вязкости жидкости и потерями энергии от поворота потока, расширения его в клапанах и в результате действия других препятствий. При прохождении жидкости через препятствия часть энергии превращаегся в тепло и потери являются необратимыми. Потери энергии имеют место как при течении в трубах и каналах, так и при истечении жидкости через насадки и отверстия.
Более подробно вопрос о потерях энергии в потоке жидкости рассмотрен в следующей главе.
Глава 5
ЛАМИНАРНОЕ ТЕЧЕНИЕ
5. 1. Ламинарное и турбулентное течение
Классические эксперименты, проведенные Осборном Рейнольдсом, показали, что существуют два вида течения, которые Рейнольдс назвал струйным и волнистым течением.
Экспериментальная установка Рейнольдса представляла собой стеклянную трубку, вставленную в резеруар, наполненный водой. На входе в трубку был размещен вентиль для регулирования скорости потока. Над резервуаром с водой был размещен вспомогательный бачек, содержащий подкрашенную жидкость. Этот резервуар был снабжен трубкой с насадком, через который подкрашенная жидкость направлялась в стеклянную трубку со скоростью, равной скорости течения воды в последней.
Пока скорость жидкости была сравнительно небольшой, струя подкрашенной жидкости проходила по стеклянной трубке по прямой линии. Этот режим течения Рейнольдс назвал прямым или струйным течением.
При увеличении скорости в трубке струя подкрашенной жидкости в определенный момент начинала размываться, смешиваясь с окружающей водой. Это обозначало начало режима течения, которое Рейнольдс назвал волнистым.
Струйное течение известно также под названиями ламинарного или вязкого течения в противоположность волнистому или турбулентному течению. Как будет показано ниже, существует определенный критерий, который показывает, какой режим течения должен иметь место. Ниже будут рассмотрены явления, имеющие место при вязком или ламинарном течении.
5. 2. Ламинарное течение
В разделе 2. 5 было дано основное определение вязкости и были также установлены основные единицы абсолютной и кинематической вязкости.
Было выявлено, что абсолютная вязкость р в метрической абсолютной системе единиц измеряется в дино-секундах на квадратный 48
сантиметр или пуазах, а в английской гравитационной системе — в фунто-секундах на квадратный фут. Кинематическая вязкость
И
v =
измеряется в квадратных сантиметрах на секунду или <стоксах» или в квадратных футах на секунду.
Ламинарное течение характеризуется течением жидкости вдоль линий тока или в слоях без заметной турбулентности.
5. 3- Ламинарное течение в круглых трубопроводах. Закон Гагена — Пуазейля
Закон, характеризующий ламинарное течение в трубопроводах круглого сечения, был основан на экспериментах, проведенных немецким инженером Гагеном и, независимо от него, французским ученым Пуазейлем, Этот закон устанавливает, что количество жидкости, протекающей через небольшую трубу за единицу времени,
пропорционально перепаду давления, четвертой степени диаметра трубопровода и обратно пропорционально его длине. Теоретический вывод этого закона приводится ниже.
На фиг 5. 1 показано горизонтальное и вертикальное сечение цилиндрического тру-
Фиг. 5. 1. Ламинарное течение в круглом трубопроводе.
бопровода с внутренним диаметром D Если рассмотреть действие сил на жидкий цилиндр длиной £ и диаметром 2у и принять, что жидкость течет слева направо - под действием среднего давления р,, действующего слева, и действующего на правый торец цилиндра, тогда величина усилия, действующего на ци
линдр в результате перепада давления, равна
(/?j — /т2) яр2
Принимаем, что поток установившийся и на жидкие частицы не действует ускоряющая сила. Существует, однако, сила, действующая на внешнюю поверхность цилиндра вследствие напряжения сдвига, возникающего от вязкости жидкости. Это напряжение сдвига т = ]idti/dy не зависит от х, ввиду того что в направлении оси х нет изменения скорости. Таким образом, сдвигающая сила равна
Знак минус означает, что и уменьшается с увеличением у.
4 Эрнст 1211 49
Для сохранения равновесия сил должно удовлетворяться равенство
(Pi — р2) ш/2 = — ц ~ 2nLy (5. 1)
или
dU ______(pt — рг) у
dy ~~ 2-y-L
Интегрирование этого уравнения дает
___ (Pl~ Рг) ч2 । “ 4pL
(5.2)
(5-3)
На стенке трубопровода скорость жидкости равна нулю, поэтому D
для у = -j- и должна равняться нулю.
Отсюда
/ Р'2
(Pi — Рг) -т-
С =, ___ . *
4рЛ и
<5-4)
Максимальная скорость в центре трубопровода для у — 0 равна
Средняя скорость может быть получена вычислением объема параболоида, образованного эпюрой скоростей в трубопроводе. Величина средней скорости равна:
объем параболоида площадь сечения трубопровода
Объем параболоида = Из уравнения (5. 4) и =
Принимаем
“max
[ луЫи.
6
Pi ~ Рз 4рД
и
4р,Л
тогда
,2 Щ____________________*
“max
£>2 ЛИД
•ГС^тах 4 2С'
о
50
Деление этой величины на дает
V и_________
~ “.пах с'//2
или, учитывая уравнение (5. 5),
- Г' — • ^тах 4 >
v _ Д дДк_ £)2
8 32р/.
(5. 6)
Полное количество жидкости, проходящей через любое поперечное сечение за единицу времени, является произведением средней скорости па площадь, или
q - w м
Уравнение (5. 7) является математическим выражением закона Гагена — Пуазейля, приведенного в начале данного раздела. Этот закон был тщательно проверен как экспериментально, так и аналитически. Он служит подтверждением теории Ньютона, утверждающей, что напряжение сдвига в вязкой жидкости прямо пропорционально величине скоростного градиента в направлении, перпендикуля.рном движению. - - • -
Уравнение (5. 7) для удобства вычислений можно представить с учетом обычно используемых единиц в следующем виде:
при /?] — р2 в кг!’гл2; v в сст
у в гсе/Асл1; L, D в см,
Q — —>4- ’"у —— л!мин. (5. 8)
Отсюда можем определить падение давления в трубопроводе длиной L см'.
5. 4. Ламинарное течение между параллельными пластинами
На фиг. 5. 2 показано течение потока между двумя параллельными пластинами, взятое по направлению движения. Принимается, что размер пластин достаточно велик, чтобы считать поток двухмерным Допускается также, что распределение скоростей в сечении между стенками иосит параболический характер, т. е. скорость увеличивается от стенок к центру, но величина приращения скорости, или скоростной градиент, уменьшается при приближении к центру.
4* 51
Поток жидкости возникает под действием перепада давления dp; ему противодействует напряжение сдвига т, действующее на нижнюю плоскость dx; на верхней плоскости напряжение сдвига действует в обратном направлении, ввиду того что слой жидкости, прилегающий к верхней плоскости, движется со скоростью большей, чем данный элемент жидкости. Напряжение сдвига на верхней плоскости сдвига меньше, чем на нижней, ввиду уменьшения скоростного градиента на бесконечно малую величину dx.
Из условия равновесия действующих сил имеем dpdy — (т — dxydx — xdx или
dpdy — dxdx — 0; ~ J
' dx dy
учтя, что
имеем
(5.10) dx г dy2- v 7
Дважды интегрируя, имеем
(5 J])
Постоянные интегрирования Сх и С2 определяются условиями равенства нулю скоростей на границах, т. е. для у — ±Ь/2 Сх
Фиг 5. 2. Ламинарное течение между параллельными пластинами.
становится равным нулю и С, 1 dp Ь1
’ отсюда
п- У' )• (5.12)
2|х dx \ 4 ' / ' '
Величина umax имеет место в цен г-ре пространства между параллельны-
ми пластинами при у, равном 0: 1 dp b2 /гю' «max — 2jP ~dx~T' (5.131
Распределение скорость равна
v =
скоростей является параболическим.
wmax
J ljdu I /
—; дт— , если du =----------/- ydy,
b/2 ’ p dx J
Средняя
то
0
( — 1/p.) (dp/dx) J y'-du ] . b.i
v =-----------—-b-^--------: v . (5. 14)
52
Градиент давления равен — (р, — р2)/Л, ввиду того что давление уменьшается в линейной зависимости от длины, отсюда
_____L р> ~ ь" и ~ 3|Х ‘ 1. 4 •
Расход жидкости, проходящей через щель единичной ширины в плоскости, перпендикулярной плоскости ху, равен
1 (5.15)
х Зр L 4 12[iL ' '
При ширине слоя, равной W, расход жидкости равен
Q = . (5.16)
Выражая снова величину Q в уравнении (5. 16) в более удобных единицах, имеем
Q = 500 (Р| ~~ b3W л!мин, (5. 17)
где v — кинематическая вязкость в сст-,
W — ширина в см;
b — толщина в см-,
Q — расход в л/мин-,
рг — р2 — перепад давления в кг/см?-,
q — плотность в гсекЛ'сл1.
5. 5. Ламинарное течение через кольцевые щели
При течении вязкой жидкости через узкую кольцевую щель, показанную на фиг. 5. 3, W = лИ, отсюда
Q = 1570—л1мин. (5. 18)
Уравнение (5. 18) весьма важно, так как позволяет рассчитать величину утечки в плотно пригнанных поршнях гидравлических устройств. Из уравнения видно, что потери на утечку пропорциональны кубу зазора. Поэтому необходимо сохранять малые величины зазоров и точные допуски в деталях гидравлических устройств. Зазоры могут быть уменьшены до очень небольших величин притиркой одного из элементов пары к другому. В случае необходимости взаимозаменяемости детали, когда требуется сохранение нормальных производственных зазоров, величины зазоров, естественно, увеличиваются, что приводит к некоторому увеличению потерь на утечку в промышленных гидравлических устройствах.
Как показывает опыт автора, допуски и зазоры, приведенные в табл. 5. 1, оказываются вполне удовлетворительными в работе этих
53
Таблица 5. 1
Верхний предел диаметра в мм Допуск отверстия В МК Допуск поршня в мк Минимальный зазор в мк Максимальный зазор в мк
6 +6—0 + 0—4 2,5 12,5
12 +7,5—0 +0—5 5 17,5
19 МО—0 +0—6 7,5 23,5
25 -1-12.5—0 1-0—7,5 12,5 32,5
50 -1-15—0 +0-10 20 45
75 -г 20—0 +0—12,5 25 57,5
100 -20—0 1-0—12,5 32 64,5
150 | 25—0 -1-0—15 43 83
200 +30—0 4-0—20 50 100
Фиг. 5.3. К расчету утечки через кольцевую щель при ламинарном движении.
устройств. Минимальные величины зазоров можно рекомендовать для удовлетворительной работы вращающихся деталей и деталей, совершающих возвратно-поступательное движение. Максимальные величины зазоров получаются добавлением величины суммарного допуска к величине минимального зазора. Минимальные зазоры могут быть получены как прибавлением величины зазора к номинальному размеру отверстия, так и вычитанием величины зазора из номинального размера вала в зависимости от того, что больше подходит к каждому конкретному случаю.
Пример расчета. Для номинального размера 19 мм: диаметр отверстия — 19 + 0,0075 + 0,010 = 19.0175 мм;
—0,000 = 19,0075 мм;
диаметр поршня — 19 — 0,006 = 18,99'4 мм;
| 0,000 - 19,000 мм
или в другом случае:
диаметр отверстия = 19 -]- 0,(4 - 19,01 мм;
— 0,000 = 19,000 мм;
диаметр поршня = 19 — 0,0075 — 0,006 -= 18,9865 мм;
+ 0,000 = 18,9925 мм.
При максимальном диаметральном зазоре, равном 0,0235 мм принимая, что длина поршневого пояска равна 12,7 мм, мы можем ожидать величины утечки, равной 0,0164 л/мин при масле, имеющем вязкость 40 сст, и при перепаде давления Лр = 140 ке/см2.
5. 6. Ламинарное течение при переменной вязкости
Уравнения для ламинарного движения, приведенные в предыдущем разделе, основаны на предположении постоянства вязкости по длине пути утечки. Однако это предположение далеко от действительности. В главе 2 было показано, что на вязкость масел сильно влияют как изменения температуры, так и (в меньшей степени) изменения давления. Таким образом, перепад давления на капиллярных щелях и других каналах, в которых имеет место ламинарный поток 54
жидкости, не является постоянным и должен быть выражен через дифференциальное уравнение с переменной вязкостью. Кинематическая вязкость, которая используется в этом уравнении, является также функцией сжимаемости жидкости вследствие изменения ее плотности. Однако изменения кинематической вязкости от сжимаемости весьма невелики и не будут учитываться. Каждое из уравнений (5. 8), (5. 17) или (5. 18) может быть записано в следующей упрощенной форме:
Q = . (5. 19)
yv-AZ. ' '
Коэффициент Ct учитывает характеристики того канала, по кото рому определяются утечки.
Из уравнения (2. 34) имеем
( Т0 \К
В = Ио •
Из уравнения (2. 35)
И = Ноерр •
Уравнения (2. 34) и (2. 35) могут быть объединены, если считать, что р0 — вязкость при атмосферном давлении (нуль давления на манометре) и существующей рабочей температуре То, а ц — вязкость в канале уплотнения при давлении р и температуре Т, изменившейся вследствие диссипации энергии давления в жидкости. Повышение температуры должно бы^ь пропорциональным поглощаемой энергии давления. Из этого следует, что
т - То = С2 (Р1 - р), (5. 20)
где рх — давление на входе в уплотнение в кг/см\
Величина коэффициента С2 может быть получена следующим образом.
Если через отверстие протекает расход жидкости Q, то расходу передается энергия, эквивалентная определенному количеству тепла. Обозначая величиной q удельную теплоемкость, имеем
QAp = 427 Qyq (Т - Т9). (5. 21)
Принимая, что у = 0,89 кг/м8;
q = 0.25 ккал/кг -°F,
из уравнения (5. 21) имеем
Т — То = 0,105 • Др.
Или. учитывая (5. 20),
Са = 0,105 °¥-смъ/кг.
55
Из уравнения (5, 20) имеем
Т С., , \ . 1
7^ = Т (Pi —Р)+ h
7 о 7 о
(5. 22)
отсюда
[С2/Го(Р1-Р)+1]К ‘ 7
Для дальнейшего решения задачи несколько упростим выражение для р, как функции температуры и давления. Ранее было выявлено, что для средних рабочих условий величина К с достаточной степенью приближения равна целому-числу 3. Кроме того, в пределах температур и давлений, обычных для гидросистем, выражение С2/То (рх — р) мало по сравнению с единицей, поэтому выражение [С../То (Pi — р) + 1 ]3 может быть заменено величиной 3 (С2/То) (pi — р) + 1, причем ошибка при температуре То = 100° F и давлении р, = 210 кг/см1 не будет превышать 8,5%. Учитывая сказанное, можно записать
р =--= —А-----------гтт (5- 24)
г 3 (Сг/Г0) (р0 — р) н-1 ' ’
Учитывая уравнения (5. 24) и (2. 35), как обусловлено выше,
имеем
и __________ЕД_________
И 3(С2/70)(Р1-р) + 1 •
(5. 25)
Уравнение (5. 19) может быть записано в дифференциальной форме
QdL — — dp. (5. 26)
Заменяя величину р на v ввиду малого изменения плотности по каналу потока, имеем
QdL = & (рх- р) + 1] dp. (5. 27)
Это дифференциальное уравнение может быть просто проинтегрировано:
Pi Pi pi
QL=- f — ^-e -^dp - f^^-e-P₽dp+ f e-^ dp-
J evoro J qv070 ' J QVo '
Pz Pi Pi
Pi Pi
f 2сЕдД e-fJp dp = | - 4- ( - ) e- Рр j ;
J QV0/0 r L ₽ \ QV0T0 ) J
Pl Pi
Pi Л Pi
f е-VP dp=.-— e-₽₽ i- -fc- e-₽p ) I ;
J QV.,T I gv07о \ p P2 / I
Pi Рг
Pi Pi
I — e~$P dp - Г---о- — e-₽p I .
J 0vo Л Ip evo 1
p2 p2
56
Для упрощения результата принимаем р2 — 0 (атмосферное давление). В этом случае имеем
V A(>v0 р
ЗС2Р1
Го
е~₽?’)] • (5.28)
Единицы, используемые в уравнениях (5. 8), (5. 17) и (5. 18), следует применять и в уравнении (5. 28). Величина коэффициента приводится ниже: для круглых труб
Ci = 147D'’;
для течения между параллельными пластинами
Сх = 50063№;
для течения в кольцевых щелях
Ci == !57063О
Уравнение (5. 28) дает возможность определения утечек через капиллярные отверстия при определенных давлениях и температурах. Необходимо, однако, иметь в виду, что использование этого уравнения должно быть ограничено тем диапазоном температур и давлений, для которого оно было выведено. Следует помнить, что уравнение получено исходя из среднего температурного коэффициента вязкости, который верен только для ограниченного диапазона температур и не зависит от давления, а также основано на условии малости выражения (С2/Т0) (рг — р) по сравнению с единицей, так что все ее степени выше первой могут быть отброшены. Было также принято, что коэффициент давления 0 и плотность о постоянны и не зависят от температуры и давления, что справедливо в ограниченном диапазоне этих величин. Уравнение (5. 28) достаточно верно определяет условия течения в капиллярных каналах для масел, приведенных в диаграмме фиг. 2. 4, в диапазоне температур от 20 до 55° С и при давлениях до 350 кг/см\
Анализ уравнения (5. 28) в указанном диапазоне показывает, что влияния давления и температуры на вязкость в основном компенсирует одно другое. В самом деле, если величина ЗС2=-0 -То, то уравнение (5. 28) превращается в (5. 19). Это означает, что начальное увеличение вязкости при любом давлении в расчетном диапазоне будет скомпенсировано уменьшением вязкости от увеличения температуры на длине канала потока.
Результаты, полученные использованием этой формулы, будут несколько изменены влиянием теплопередачи от слоя масла к деталям механизма. Это приведет к некоторому уменьшению разогрева жидкости и величины утечек.
. 57
5. 7. Ламинарное течение через эксцентричные кольцевые щели
В уравнении (5. 18) было дано выражение для величины утечки через кольцевую щель, показанную на фиг. 5. 3. Эта формула основана на предположении, что величина b постоянная, или, другими словами, что две окружности, образованные поршнем и цилиндром, являются концентричными. Ниже будет получено выражение для случая неконцентричности окружностей, что может иметь место во многих случаях практики.
Назовем величиной у ширину щели между окружностями на на фиг. 5. 4 на любом значении угла б наклона радиуса R внешней окружности. Радиус внутренней окружности равен г; ее центр смещен на расстояние е относительно центра внешней и/ окружности. Тогда мы имеем
! </ = 7? — (г cos у + е cos й). (5. 29)
' . /ф»ттоЙ- Ввиду того что угол у очень мал во всем диапа-\ х/ J) зоне Углов мы можем записать
У — & — (r + е cos б). (5. 30)
|| Используя уравнение (5. 17), имеем
Фиг. 5.4- К расчету утечки че- где рез эксцентричную кольцевую щель при ламинарном режиме. или
dQ = C-if-Rdb, (5.31)
С == 500 fa qvL ’
dQ = С [/? — (г + в cos 6)]3Rd6 (5.32)
обозначим R г — b, тогда
2Я
Q — j (b — е cos b)3R db. й
(5. 33)
Вводя величину e/b = e (относительный эксцентрицитет), имеем
Q С\ b3 (1 — е - cos 6)3R db (5. 34)
o' или 2л
Q = CRb3 f [1 — Зе cos 6 + Зе'2 cos2 fi — e3 cos3 6 1 db. (5. 35) 'o
Интегрирование и подстановка пределов дают
Q = 2nRb*C (1 + 1,5s2) (5.36)
или
Q = -57°-(^~ Ь3-- (1 + 1,5а2). (5. 37)
Если е = 0, т. е, для случая концентричности окружностей, уравнение (5. 37) превращается в уравнение (5. 18). Для максималь-58
него значения е = Ь. в становится равной 1; в этом случае утечка в 2,5 раза больше, чем для случая концентричного расположения окружностей.
5. 8. Течение через щели с подвижной стенкой
В предыдущих разделах данной главы мы предполагали, что масло на стенках канала находилось в состоянии покоя. Такой случай не всегда имеет место в действительности. В самом деле, в поршнях, совершающих возвратно-поступательное движение, во вращающихся валах и роторах машин, по крайней мере, одна из стенок канала является подвижной. В этих случаях ранее полученные выражения должны быть изменены с целью учета дополнительного перемещения жидкости сдвигающими силами и разогрева от действия указанных сил.
Рассмотрим течение между параллельными стенками и получим выражение для этого случая. Движение по кольцевым щелям может быть тогда легко получено заменой величины W на лО.
Возвращаясь к дифференциальному уравнению (5. 10), после интегрирования имеем
и = ~j~ • + Ауу -ф А2.
Примем теперь, что и — 0 для у =------ и и= ±us для у — Ь/2.
/ц — скорость стенки, является либо положительной, либо отрицательной в зависимости от направления но отношению к потоку жид
кости.
В этом случае ±.±^L^Ab A Q ц dx 8 J 2 1 2
отсюда имеем
A2=±t4-__L^^ и Л=±-£,
2 2 ц dx 8 1 b ’
1 dp ( \ \ tig /с qo\
тогда (5.38)
Величина полной утечки равна
+Ь/2 Q = W f и dy. (5. 39)
-ft/2
Интегрирование, подстановка пределов и упрощение дают
Q = (— (5. 40)
v \ 12ц dx 2 ) ' '
59
Если
то
Ф „ __ Pi —Рг dx . L
Г (Pi - Pa) !)3 + иф~\ L 12pL ~ 2 J
(5- 41)
Выражая величину Q в тех же единицах, что входят б уравнение (5. 17), имеем при ws в м/сек
„ г 500 (г>1 ~ р,) Ь3 . „ , ,v,
О = ---------- -, -----------h ои. b W л мин
x L v-L — a J
(5, 42)
Уравнение (5. 42) показывает, что в случае значительных скоростей стенок может быть большое приращение или уменьшение утечки по каналу. Потери мощности в этом случае складываются из потерь от сдвигающих сил (потерь трения) и потерь от утечек. Расчет суммарной величины потерь приводится ниже. Потеря мощности от сопротивления сдвигающей силе равна произведению величины сдвигающей силы на скорость перемещения стенки. Определим величину напряжения
Из уравнения (5. 38) имеем
'=*1*4 ' <5-«)
При у = Ы2
<5-«>
Сдвигающая сила равна ± Н -у- WL — (Р! — р2) U7 4-
Потеря мощности на сопротивление сдвигу равна
Р1== ±[±y^WL-(pi-pi)W-^]us. (5.45)
К этой величине добавляется потеря мощности от утечек
Р-1 - Q (Pi - Р2) = ~~W и? (5’46)
Р1 + Р2== P = yuf\VL + ;и~^23-Г • (5.47)
Потеря мощности, таким образом, одна и та же для любого направления скорости стенки, во
Выражая Р з тех же единицах, что и Q в уравнении (5. 42), имеем
Р - l,33-10"5Qv-^rL 1--------------л. с.. (5.48)
5. 9. Ламинарное течение при подвижных стенках и переменной вязкости
В предыдущих разделах, как например в разделе 5. 4, были выведены уравнения ламинарного течения вязкой жидкости в предположении постоянства вязкости по длине качала. Для получения более точных результатов и использования их в расчетах, необходимо будет снова учесть изменения вязкости вследствие изменения температуры и давления.
В разделе 5. 6 было выведено простое выражение взаимосвязи между падением давления и увеличением температуры жидкости по длине канала, которое позволило получить дифференциальное уравнение течения и провести его интегрирование с целью определения взаимосвязи величины утечки и давления при переменной вязкости.
Если энергия передается жидкости в результате действия как течения жидкости иод перепадом давления, так и сдвигающих сил, приращение температуры не может быть функцией только величины падения давления, а существует более сложная взаимозависимость, которая не поддается аналитическому решению. Для получения приближенного решения было сделано предложение вычислять величину утечки, используя среднее значение величины вязкости между входом и выходом из канала утечки, т. е. = НдпДД. Путем простого анализа можно показать,что с помощьюэтого метода невозможно получить хотя бы приблизительно правильные результаты, кроме случая очень малого изменения вязкости.
Ранее было показано, что в рассматриваемом диапазоне температур и давлений величины р или v могут быть выражены следующим образом:
v =* voe^p (5.49)
Это указывает на нелинейное падение величины у по длине канала, даже при линейных изменениях перепада температуры и давления. Кстати говоря, рассмотрение уравнения (5. 42) с учетом уравнения неразрывности подсказывает, что градиент давления не может" быть постоянным по длине, а должен быть пропорционален величине V. Приращение температуры можно считать пропорциональным величине поглощаемой мощности, как эго выражено в уравнении (5. 47). Мощность же, в свою очередь, пропорциональна вязкости и падению давления. Эти факторы приводят к-быстрому падению давления в начале канала.
61
Таким образом, любая средняя величина вязкости должна быть в значительной мере приближена к его конечному низкому значению. С этой целью нами предлагается использовать значение вязкости, отвечающее среднему значению давления и температуры на длине канала, или
„ г т 13
у‘р = v0e ₽1/2 [ г0 + (Д772) ] ’ (5.50)
р2, или конечное значение давления, опять предполагается равным нулю. Величина приращения температуры ДТ может быть вычислена из уравнений (5. 42) и (5. 48) следующим путем:
Д7’=45оХса или АТ’^47,2 (5.51)
Вместо того, чтобы с помощью алгебраических преобразований получать выражение для величины vcp, ее проще вычислить путем последовательных приближений. Подстановка близких значений vcp в уравнения (5. 42) и (5. 48) дает возможность вычислить величину ДГ, которая, в свою очередь, позволит более точно определить vcp.
Обычно после нескольких попыток получаются скорректированные значения, достаточно точные для пели расчета. Нижеследующий пример может быть использован для пояснения порядка вычислений.
Пример 1. Предположим, что поршень размером 19 мм, рассмотренный в конце раздела 5. 5, совершает поступательное движение се скоростью 0,912 м/сек. Рабочая температура равна 49° С. Если скорость совпадает по направлению с потоком, то утечки от разности давлений и переноса под действием сдвигающей силы складываются. В этом случае увеличение температуры сравнительно мало, кроме того, его влияние на вязкость будет частично скомпенсировано начальным увеличением от давления. Принимая vcp = v0 — 40 сап, мы получаем в качестве первого приближения из уравнений (5/42) и (5. 48)
£) = 1,67-10-2 + 2,06-10-2 = 3,73-10-2 л/мин;
Р = 2,52-10 3+5,25-10-» = 7.77-10-» л. с.;
Принимая получим
ДТ = 47,2 = 9,8° F = 3,45» С.
vcp = 43 сст, Р= 2,8-10'3 см2/кг,
Ошпр — 3,52-10-2 л/мин-, Риспр = 7,6-10 3 л. с ; ДГ = 10,35° F =5,75° С.
Если направление скорости противоположно направлению потока утечки, то результирующая утечка является разницей между утечкой от разности давлений и количеством жидкости, переносимым под действием сдвигающей силы. Величина утечки поэтому очень мала, в результате чего приращение температуры ста новится весьма большим и приводит к соответствующим изменениям величины вязкости по каналу утечки.
62
Путем подбора величины vcp определяем, что уравнения (5. 42), (5.48) и (5. 50) удовлетворяются следующими значениями входящих в них величин:
Q= 0,78-10~2 л/мин-,
Р = 10,1-lQ-3 л. с.; vcp — 24,25 сст; кТ = 63,4° F = 35,2° С.
Формулы для определения величин утечек и потерь мощности с помощью аналитических разработок данной главы могут быть использованы при проектировании гидравлических машин для создания машин, работающих с максимальным к. п. д Это иллюстрируется следующим примером.
Псимер 2. Предполагая, что поршень диаметром 19 мм. рассмотренный выше, применен в качестве поршня роторного насоса, поставим задачу определения вязкости масла, при которой потери мощности будут минимальны. Поршень совершает возвратно-поступательное движение, подавая масло из цилиндра во время хода нагнетания и всасывая масло во время хода всасывания. При ходе нагнетания имеет место утечка жидкости под давлением, которой противопоставлен перенос масла поршнем за счет сдвигающих слан жидкости сил, так как поршень движется против направления утечки масла На ходе всасывания масло переносится из цилиндра наружу за счет сдвигающих сил Потеря мощности имеет место при ходе нагнетания как за счет утечки под давлением, так и за счет действия сдвигающих слои жидкости сил Потеря мощности при ходе нагнетания является основной долей потерь. Определим, какая средняя вязкость отвечает минимуму этой величины.
Всзьмем пооизводную от Р по v в уравнении (5. 48):
_^=1,33-10-6о _^_WL -dv b
1,П(/>1 -ра)2б3г
qv2L = °-
отсюда
v=290-^-
(5. 52)
Подставляя значение V из уравнения (5. 52) в уразнение (5. 48) и принимая q=0,905-KF3 гсек22м\ получаем
Р -- 7,6-10-8 (pj — р2) usWb. (5.53)
аналогично Q = —500 usWb. (5. 54)
При р2 — р2 = 140 кг!см\
us = 0,912 м!сек; Ь = 1,2-10~3 см;
L — 1,27 см имеем vcp = 56,5 сст.
Величина АТ может быть вычислена по уравнению (5. 51), но при этом следует иметь в виду, что знак минус перед Q означает течение жидкости против градиента давления, в результате чего часть мощности возвращается и, следовательно, не превращается в тепло. Имеем
ДГ=47,2 -0,105 (Р1-р2).
(5. 55)
Подставляя выражения для Р и Q из уравнений (5. 53) и (5. 54), получаем
А7 = 47,2-7,6-10’3 3 — 0,Ю5(рх-/^);
(5. 56)
ЛТ = 26° F = 14,4° С;
v = 63,5 сст при 49° С.
63
По диаграмме на фиг. 2. 4 это соответствует маслу, имеющему вязкость 100 сст при температуре 38° С.
Р = 7,1-Ю-з л. с.;
Q =р 0,87-10~2 л!мин.
К указанной величине потерь мощности добавляются потери при ходе всасывания. Они равны
Р=~- 1,33-10'5qv л. с.. (5.57)
где v — средняя вязкость прн ходе всасывания.
Точно так же
Q = 2,96«s bW л/мин. (5. 58)
Зеличина средней вязкости на ходе всасывания равна примерно 57 сст. Следовательно,
Р = 3,56-10-3 л. с.;
Q = 2-10-2 л/мин-,
\Т = 8,8е F = 4,9° С.
Полная величина потерь мощности равна 10,66-Ю"3 л. с.
При перепаде давления — р2 = 70 кгем1 vcp становится равной 28,25 сст и
ЛТ = 13° F = 7,2° С;
v0 = 29,4 сст.
Эти данные близки к рекомендациям фирм-изготовителей по маслам для насосов такого типа.
5. 10. Ламинарное течение в гидростатических подшипниках
Последние достижения в разработке радиальных и аксиальных поршневых насосов заставили конструкторов обратить внимание на теорию гидростатических или плавающих подшипников. Этот вопрос был детально освещен проф. Дудли С. Фуллером в несколь ких статьях в журнале «Machine Design». Эти статьи могут быть реко мендованы для использования читателям, желающим более глубоко ознакомиться с существом вопроса. Ниже данный вопрос будет рассмотрен только с точки зрения возможности применения таких опор в насосах и гидромсторах.
Значительные силы, имеющие место в насосах и гидромоторах, могут быть восприняты пленкой масла в гидростатической опоре без какого либо металлического контакта и при минимальных силах трения. В противоположность гидродинамическим подшипникам гидростатические подшипники обеспечиваются смазкой так же эффективно при нулевой, как при любой другой скорости скольжения. Поэтому такие подшипники особенно хорошо подходят для гидро-моторов при наличии пускового момента. Смазка в гидростатических подшипниках создается путем продавливания масла под давлением между несущими поверхностями, таким образом, чтобы сила от давления, возникающая в слое, уравновешивала бы нагрузку на подшипник. Последний в этом случае практически «плавает» в жидкости при полном отсутствии металлического контакта и коэффициентах трения, соответствующих жидкостной смазке. Значения 64
коэффициентов трения, достигаемые при таком методе смазки, невозможно получить никаким иным путем. Ниже будут рассмотрены вопросы связанные с применением плоских опор скольжения, а также опор вращающихся валов и совершающих возвратно-поступатель
ное движение.
На фиг 5. 5 представлена плоская опора скольжения. Подпятник опоры снабжен четырьмя прямоугольными выточками, в которые подается масло под давлением р. Ввиду того что падение давления на длине канала утечки при ламинарном режиме течения является линейным, мы можем предположить, что среднее давление на пере-
мычках подпятника равно (не принимая во внимание искажение
эпюры давления на углах подпятника).
Таким образом, полная величина грузоподъемности такого подпятника равна
W/ = -^(ae (5.59)
Утечка по зазору может быть подсчитана по уравнению (5. 16). принимая средние ширины каналов утечки равными (а + с)/2 и (е + /)/2, а длины каналов (а —с)/2 и (е —/)/2 (снова не принимая во внимание искажение эпюры давления на углах). Тогда имеем
<5.60)
Фиг. 5.5. Плоская опора скольжения.
или, если v в сст, р в кг/см? и все размеры в см, то
<?-
lOOOpfc3 ( ас . е 4- f \ , ----- — —Н- ------------— I л мин
qv \ е—/ а--с )
(5.61)
Выбирая величину зазора, соответствующую данным условиям (не меньшей 0,025 мм), можно рассчитать количество подаваемого масла при заданной величине давления р.
Потеря мощности на опору скольжения может быть определена следующим путем:
2
Р „ >,33. >0-^' + (Д±£ JL+1) л, f. ,5,62)
о ov \ е — [' а — е ) ' ’
Здесь v в сст, us в м>сек, р в к? 1см? и все размеры в см.
На фиг. 5. 6 показана кольцевая гидростатическая пята, в которой жидкость под давлением подается в кольцевую выточку в центре В опоре такого типа градиент давления не постоянен, так как поток является двухразмерным поэтому мы должны установить функциональную зависимость величины давления от радиуса г.
5 Эрнст 1211 65
Преобразуя уравнение (5. 16), имеем
Так как
имеем
Др _ 12Qp ~Т~ b3\i" •
W -= 2 яг и L = dr,
dp=WiL.dr
Uf xrb3 '
(5.63)
Давление на радиусе г определяется суммированием перепадов от R до г. Таким образом, к
= ^Е1п (5.64)
' лМ J г лЬ3 г ' '
Г
Если подставить значение г - А?о, тогда установится равным Ро и величина Q может быть определена преобразованием уравнения (5. 64):
О р»пЬЗ v ’ бр, In R/Ro
(5.65)
Фиг. 5. 6. Гидроста-тическая пята.
Выражая все размеры в см и v в сст, имеем
Q - л1мин- (5.66)
Qv In R'Rq х '
Полная грузоподъемность подшипника будет равна
W pnnR2n+\ p2nrdr. (5'67> я;
Подставляя значение р из уравнения (5. 64), имеем
Г = \n£rdr. (5.68)
я»
Интегрирование, подстановка пределов и значения Q из уравнения (5. 65) дают-
,к/ _ Л,л I (5.69)
2 у In R/R„ )
Уравнение (5. 69) позволяет определить грузоподъемность кольцевого гидростатического подпятника. Необходимое количество жидкости для подачи в подпятник может быть подсчитано по уравнению (5. 66) путем выбора соответствующего значения зазора Ь.
Потеря мощности на подпятнике складывается из мощности, затрачиваемой на продавливание утечки Q. и мощности, идущей на преодоление сопротивления сдвигающей силы в слое. При относи-66
тельном перемещении, которое возникает на поршнях аксиально-поршневого насоса, имеем по аналогии с уравнением (5. 62)
1,33-10"5
Qvu2snR‘ ь
2,22д|б8л qv In R/Ru '
(5.70)
здесь используются те же единицы, что и в уравнении (5. 62).
Для гидростатической опоры с вращательным движением при вычислении составляющей мощности, идущей на преодоление сдвигающей слои жидкости силы, следует учитывать взаимосвязь между величиной иь и г. Тогда
us го), (5. 71)
где иь — линейная скорость на радиусе г. Выражая us в м/сек и за-
меняя площадь действия сдвигающего напряжения л7?2 в уравне-
нии (5. 70) на величину 2nrdr, получаем следующее выражение для величины первого члена в уравнении (5. 70): т
Р = ? 0.836r3U)2ovdr (5. 72) 1
Фиг. 5. 7. Плавающий поршень.
Интегрирование проводится в пределах от до k ввиду того, что вращение жидкости в сравнительно глубокой про-
точке радиуса А?0 увеличивает потери мощности на преодоление сил вязкости на рчень небольшую величину.
В этом случае
Ps = .°’20^-— (R* — р40) л. с. (5 73)
И
К209дуо?„4, 2’22ро.&2л_ л с (5.74)
Г ft + ev In R/Ro л- '
Здесь v в сст, <о в Мсек и все остальные размеры (кроме г) в см.
Гидростатические или «плавающие» подшипники могут быть использованы для уравновешивания гидравлических нагрузок без использования вспомогательного источника жидкости под давлением Примером может послужить аксиально-поршневой насос, в котором гидростатическая разгрузка поршней приобрела широкое распростра пение. На фиг. 5. 7 показана принципиальная схема такого поршня. Кольцевой гидростатический подпятник должен воспринять нагрузку
от силы давления на поршень.
Если величину рабочего давления обозначить pv а давление
в проточке подпятника — р2, тогда условием равновесия поршня будет
рМ'‘ _ /R2 ~~
2
(5. 75)
Утечка жидкости через зазор может быть вычислена по уравнению (5. 66) для выбпанного зазора Ь. Величина утечки может быть.
Р =
Ф
67
установлена приравниванием выражений (5. 8) и (5. 06) и затем разрешением полученного выражения относительно величины D
Имеем
147 (р: — р2) D4 = 3140р2Ь3 ovL ~ QvlnR//?0’
(5.76)
откуда
D=i/
21,3p2W
(Pi — Р2) 1п7?/7?0
(5.77)
Можно рекомендовать настолько малую величину рг—р2, чтобы диаметр капиллярного отверстия D не был бы слишком малым. Если используется дроссельная игла в центре отверстия, расчеты всех величин могут быть произведены с помощью выражения, полученного приравниванием правых частей уравнений (5. 18) и (5. 66). При этом следует помнить, что зазоры Ь, входящие в обе части уравнения, неодинаковы и их следует обозначить соответствующими индексами.
Литература
1. Задачник по гидравлике для машиностроительных вузов. Под ред. Куко-левского И И. и Подвидза Л. Г., Госэнергоиздат, 14,60.
2. Френкель Н. 3. Гидравлика. Госэнергоиздат, 1956.
3. Яблонский В. С. Краткий курс технической гидромеханики. Физ матгиз, 1961.
4 Dudley D. Fuller. Hydrostatic Lubrication. «Machine Design», 1947, 19 (N 6—9).
5. Exline P. G. Leakage in Capillary Sieals of rlyd, aulic Valves and Pumps. Prod. Eng. 17, 940, April 1946.
6. T e i c h m a n О. E. Fric‘ion Loss and Heat Balance in Viscous Flow between Plates. Prod. Eng. 18, 146. August .947
7. W i I s о n W. E. Rotary Pump Theory. Trans. ASME, 371, 1946.
Глаза 6
ЛАМИНАРНОЕ И ТУРБУЛЕНТНОЕ ТЕЧЕНИЕ
6. 1. Турбулентное течение. Формула Дарси
В предыдущей главе было показано, что существуют два определенных и совершенно различных вида течения жидкости: вязкое, или ламинарное течение и турбулентное течение. Были выведены закономерности, определяющие ламинарное течение, а также выражения, определяющие скорость и падение давления для этого вида течения.
Было показано [уравнение (5. 6)], что средняя скорость потока в трубе круглого сечения равна
о== D2,
32ц L
отсюда
Pl — =
32uLo '~D~
(6.1)
Если потери напора на трение в трубопроводе, выраженные в метрах столба жидкости, равны
п X)
и
¥ “ Q-g-тогда
Таким образом, потери трения в трубопроводе при ламинарном режиме течения пропорциональны величине скорости потока. Для определения потерь напора при турбулентном течении обычно прибегают к эмпирическим формулам, наиболее распространенной из которых, является формула Дарси:
(вл)
Из формулы видно, что при турбулентном течении потери напора пропорциональны квадрату скорости потока.
69
Коэффициент А. в формуле является эмпирическим; в результате работ многих экспериментаторов накоплен статистический материал, по которому может быть определена величина этого коэффициента. Однако перед тем, как рассмотреть эти данные, найдем критерий, определяющий состояние потока.
б. 2. Число Рейнольдса
Для определения этого коитерия представим уравнения (6. 2) и (6. 3) в аналогичной форме. Формула Дарси имеет следующий вид:
, , L о2
"п —Л D 2g •
Формула Гагена — Пуазейля преобразуется в форму, аналогичную формуле Дарси, умножением и делением на и.
Тогда
(6.4)
ИЛИ
^,-=-^-44-- с6-5)
" о<?£> D 2g ' '
Выражение (6. 5) показывает, что коэффициент А в формуле Дарси имеет свой аналог в виде выражения 64р/рvD в уравнении для ламинарного течения
Выражение puTVp является безразмерным, как легко убедиться путем подстановки размерностей входящих в него величин, например v в м/сек, D в м, о в кг-сек2/м4, р в кг-сек/м2. Эта безразмерная величина, выраженная произведением определенных величин, известна под названием числа Рейнольдса, в честь Осборна Рейнольдса. Она будет обозначаться символом Re, причем
Re = . (6.6)
р v
Число Рейнольдса является критерием, определяющим состояние потока, т. е., будет ли поток ламинарным или турбулентным. При так называемом критическом значении числа Re поток переходит из ламинарного в турбулентное состояние. Первые эксперименты, проведенные Осборном Рейнольдсом, а также позднейшие исследования доказали существование критического значения числа Re.
Было найдено, что не существует внезапного перехода от лами парного к турбулентному потоку, этот переход совершается постепенно, с первоначальным появлением небольших нарушений гладкого течения, последующим переходным режимом и окончательным 70
режимом полной турбулентности. Значение числа Re ниже которого всегда существует режим ламинарного течения, оказалось равным 2000. Было найдено, что ламинарное течение может иметь место при значительно больших значениях Re, однако критическое значение Re четко определяет точку, ниже которой не может существовать турбулентный режим течения.
Закон Гагена — Пуазейля применим к течениям жидкостей при числах Re, меньших 2000. Выше этого критического значения Re применима формула Дарси. Было показано, что коэффициент сопротивления X в формуле Дарси является функцией числа Re и шероховатости поверхности труб или каналов. Эю справедливо только для турбулентного течения, так как для ламинарного режима величина X практически не зависит от шероховатости поверхности и равна 64 коэффициенту в уравнении Гагена — Пуазейля.
6. 3. Диаграмма Стентона
Значения X могут быть представлены графически в функции от числа Re. Диаграмма, показывающая эту взаимосвязь, известна под названием диаграммы Стентона, так как Стентон впервые использовал графическое представление величины X.
Диаграмма, в которой учтены функциональные связи между этими величинами, полученные в последние годы, была разработана Льюисом Ф. Муди 121 и воспроизводится в данной книге с согласия автора ь форме, удобной для читателя. На фиг. С 1 коэффициент сопротивления трения X показан в функции от числа Re и относительной шероховатости е/£> (е — линейная величина, выраженная в .ик и представляющая собой абсолютную шероховатость).
На фиг. 6. 2 приводится вспомогательная диаграмма, по которой величина е/D может быть получена для любого типа и размера трубы.
Для удобства в использовании этой диаграммы число Re будет выражено в смешанных единицах, используемых в инженерной прак-титике.
Если v — скорость в м!сек\
D —диаметр трубопровода в мм; v — кинематическая вязкость в сст.
то
Йе =1000—-. (6.7)
Если величина коэффициента сопротивления найдена таким путем из диаграммы на фиг. 6. 1, то величина потери напора на участке трубопровода может быть вычислена по формуле Дарси:
, . L v2
L) 2g •
71
Фиг. 6. 1. Диаграмма Стентона:
I — ламинарное течение; 2 — критическая зона; 3 — переходная зона; 4 — зона полной турбулентности для шероховатых труб.
Фиг. 6. 2. Относительная шероховатость в зависимости от диаметра труб:
1 — обычные стальные' и сварные трубы; 2 — цельнотянутые трубы; е — 0,0125 мм, коэффициент А. для шероховатых труб в зоне полной турбулентности.
Учитывая, что рп = hny, имеем: = (6.8)
>-W ‘ (6'9)
р„ = 0,005U^ Vs. (6.10)
Если в этой формуле величины представлены в следующих единицах:
рп в кг/см2; L в л; D в мм: v в м/сек; д=9,81 м/сек2, тогда
Pn = 5,lX-^- Л. (6.11)
Использование этих формул и диаграмм для определения потерь на трение можно проиллюстрировать следующим примером:
?) определяем величину кинематической вязкости жидкости в сантистоксах; для масел, применяемых в гидросистемах, это может быть сделано с помощью диаграммы на фиг. 2. 4;
б) определяем число Re по уравнению (6. 7);
с) определяем относительную шероховатость по диаграмме на фиг. 6. 2;
d) определяем величину коэффициента сопротивления X по диаграмме на фиг. 6. 1 по пересечению линии, соответствующей данной величине е/D, с вертикалью, обозначающей данное число Re;
е) вычисляем величину р„ по уравнению (6. И).
Пример 1. Определить потери давления на трение при протекании масла Socony Mobil DTEBB по трубопроводу с внутренним диаметром 25,4 мм, длиной 15,2 м при скорости 6,1 м/сек и при температуре масла 49° С.
а) Вязкость данного масла равна 110 сст:
b) Re = 1000— = —п^’4 - - 1410;
у 110
с) ввиду того что число Re меньше 2000, шероховатость трубопровода не влияет на величину потерь;
, 04 ' 64
Ф X - ^-е )41(1 г. 0,045;
х 5,1-0,045-15,2-37,2-0,88 . ,
е) р„= --------------------------= 4.51 кг/см*.
Пример 2. Определим давления на потери трение при протекании масла Socony Mobil DTE (легкое) при температуре 38° С по стальному трубопроводу с внутренним диаметром 50,8 мм, длиной 30,5 jm при скорости 9,14 м/сек.
а) Вязкость данного масла при температуре 39° С равна 32 сст;
к, Г, mon CD 1000-9,14-50,8' ,._пп
Ь) число Re — 1000----=-----------------= 14 500;
v 32
с) относительная шероховатость ъ/D = 0,0009 из диаграммы на фиг. 6. 2;
d) коэффициент сопротивления X = 0,03 (из диаграммы фиг. 6. 1),
, 5,1-0,03-30,5-83,5-0,88 Г __ , „
е) рГ1 = ------------------------= 6,75 кг/см-.
50. Ь
73
6. 4. Другие виды потерь напора
В дополнение к потерям напора в прямом трубопроводе, состоящим из потерь на трение по длине, в гидравлической сети имеются другие потери, происхождение которых будет рассмотрено ниже.
а) Внезапное расширение. Если поперечное сечение трубопровода внезапно расширяется, как это показано на фиг. 6. 3, скорость потока
внезапно падает от величины utAo и2, что приводит к потерям напора в результате образования завихрения от удара относительно быстро двигающегося потока в трубопроводе малого сечения
Фиг. С. 3. Внезапное расширение.
о колонну жидкости, движущуюся с меньшей скоростью в расширенном трубопроводе.
Уравнение Бернулли для сечений / и 2 запишется следующим образом:
Pi . j h (6.12)
У I 2g у 1 2g
отсюда
h CL __ ______(6 13)
2g ’ 2g- \ у Y ) •
Если обозначить площади поперечного сечения малого и большого трубопроводов Fi и Е2 соответственно, тогда
EjVi - F2v2.
Принимаем, что скорость vt имеет место в поперечном сечении ВВ и давление в этом сечении равно Р1. Таким образом, усилие от давления в сечении ВВ равно FsPl, а в сечении СС Fрг должно быть больше, чем р1; вследствие изменения скоростного напора между сечениями .ВВ и СС. Следовательно, существует сила F2p2 — F1Р1, которая обеспечивает замедление жидкости между сечениями ВВ и СС, или
F2n2-F2P1 = ^-~-^ М, (6.14)
где М — масса жидкости, замедляющаяся на участке между сечениями ВВ и СС.
Ввиду того, что
“Г ^2 . (6.15)
имеем
(У| (6Л6)
Объединяя уравнения (6. 16) и (6. 13), имеем
74
Если подставить вместо величины vr равную ей (/’Д/Д) v2, то получим
В случае истечения б резеруар с большим поперечным сечением величина v2 становится равной нулю и потеря напора равна
Это означает, что при истечении из трубопровода в резервуар значительных размеров, например напорный бачок, весь скоростной напор теряется на вихреобразование.
Ь) Внезапное сужение. В случае внезапного сужения простой математический анализ неосуществим. Экспериментальные исследования показали, что величина потерь напора может быть выражена в форме
Л,г = ^. (6.20)
где v — скорость в патрубке с меньшим диаметром. Величина коэффициента £ зависит от отношения диаметров. Зависимость величины
£ от -у-, показанную ниже, составил Джордж Рассел [3 |:
(I п
£ dpdt
4 0,45 1,5 0,28
3,5 0,43 1,25 0,19
3 0,42 1,1 0,10
2,5 0,40 1,0 0
2,0 0,37
Особым случаем внезапного сужения является тот, при котором потеря напора происходит от образования потока при истечении из резервуара в трубопровод В этом случае коэффициент £ становится равным 0,5.
с) Потери напора при повороте потока в изогнутом, трубопроводе, коленах и клапанах. Для полностью развитого турбулентного потока (высокие значения числа Re) потери напора в соединениях пропорциональны квадрату скорости. Потери напора на трение могут быть также выражены в форме
, Г2
h'1 ~^lg’
где £ не является постоянной для всех значений скоростей; в действительности эта величина является функцией числа Re. При низких значениях Re и в тех случаях, когда имеется тенденция к установлению ламинарного течения, будет иметь место увеличение коэффициента Е,, Однако для большинства случаев оказывается достаточным использование постоянного значения £. Значения коэффициента £ для обычно используемых соединений определялись экспериментальным путем.
75
Таблица 6. 1
Характерные значения величины £ для клапанов и соединений
Тип устройства £
Шаровой клапан 10,0
Угловой вентиль 5,0
Обратный клапан, полностью открытый 2,5
Колено 180° 2,2
Стандартный тройник 1,8
Стандартное колено 0,9
Колено сс средним радиусом изгиба ... 0,75
Колено с большим радиусом изгиба ... 0,60
Холено под 45° 0,42
Вентиль полностью открыт закрыт на V4 закрыт на *4 0,19
1,15
5,6
закрыт на 3/4 24,0
Гибсон [1] дает следующие значения этого коэффициента: для гнутых труб, радиус изгиба которых равен 2,5--5 диаметрам, величина £ равна 0,3. Для колен с нарезными фитингами диаметром до 2' величина £ равна 0,72. Для прямоугольных поворотов £ = 1,2; для поворотов на 45° £ = 0,263. Для Т-образных тройников £ = 1,5.
В табл. 6. 1 приведены некоторые характерные значения величины £ для отдельных видов клапанов и соединений.
d) Клапаны системы регулирования. Опубликованных материалов по величинам сопротивлений клапанов системы регулирования в настоящее время очень мало.
Сравнение величин сопротивлений различных устройств затруднено не только различиями в геометрической форме клапанов, но и изменениями в проходном сечении устройства. Таким образом, в настоящее время возможно дать только значения, определяющие порядок величины коэффициентов сопротивления. Анализ экспериментальных материалов, представленных автору одной из основных компаний, занимающихся изготовлением регулировочной арматуры, показал, что значения £ для различных масляных клапанов обычных форм находятся в диапазоне от 6 до 60. Малые значения величины £ здесь отвечают крупным регулировочным клапанам с широкими проходными сечениями и хорошими гидравлическими формами, а большие значения — малым пилотным клапанам со сложными геометри ческими формами проходных каналов.
Для более или менее грубого определения величины сопротивле ния гидравлической сети можно использовать несколько произвольно выбранные величины в указанном диапазоне. Точное определение сопротивления системы потребует знания экспериментальных данных по тем клапанам, которые применены в гидравлической сети.
76
6. 5. Вычисление потерь напора по эквивалентной длине трубопровода
Формула Дарси для течения в прямых трубопроводах аналогична по виду математическим выражениям для определения потерь напора в коленах, клапанах и соединениях. Вместо того чтобы подсчитывать потери в каждом отдельном элементе гидравлической сети, может оказаться целесообразным выразить отдельные компоненты потерь в соединениях и т. п. через равное им сопротивление эквивалентной длины прямого трубопровода. Для этого приравняем формулу Дарси с выражением для потери напора в соответствующем элементе:
отсюда находим величину эквивалентной длины (в м):
La — D, если D в л, (6.22)
и
г D
если D в мм. (6.23)
Из этой формулы видно, что величина эквивалентной длины может быть определена для данного размера соединения при условии предварительного вычисления коэффициента сопротивления трения X для соответствующего прямого трубопровода. Литературные источники содержат многочисленные ссылки па значрнця эквивалентных длин трубопровода, вычисленных при произвольном значении X. Эти данные следует использовать весьма осмотрительно, так как коэффициент X может очень сильно изменяться, особенно в условиях ламинарного потока, являющегося обычным для гидравлических систем.
6, 6. Разделенный поток
Если поток жидкости из коллекторного трубопровода разделяется в нескольких параллельных трубопроводах, то в этом случае величина сопротивления может быть выполнена следующим путем Формула Дарси [уравнение (6. И)] может быть записана в виде
рп Ф • V2, (6. 24)
где Ф — коэффициент, равный 5,1 X s.
Если v — скорость в воображаемом трубопроводе, в котором потери капора равны гем же в действительном контуре, тогда в случае трубопровода, разветвленного на две части, имеем
Рч ~ Ф1^ -= Фд2 = (6 25)
Уравнение неразрывности дает:
<6-26’
77
Таблица 6. 1
Характерные значения величины £ для клапанов и соединений
Тип устройства С
Шарсвой клапан 10,0
Угловой вентиль 5,0
Обратный клапан, полностью открытый 2,5
Колено 180° 2,2
Стандартный тройник 1,н
Стандартное колено 0,9
Колено сс средним радиусом изгиба 0,75
Колено с большим радиусом изгиба 0,60
Колено под 45° 0,42
Вентиль полностью открыт 0,19
закрыт на 1,15
закрыт на ’А 5,6
закрыт на э/4 24,0
Гибсон [1] дает следующие значения этого коэффициента', для гнутых труб, радиус изгиба которых равен 2,5- -5 диаметрам, величина £ равна 0,3. Для колен с нарезными фитингами диаметром до 2' величина £ равна 0,72. Для прямоугольных поворотов £ = 1,2, для поворотов на 45° £ = 0,263. Для Т-образных тройников £ = 1,5.
В табл. 6. 1 приведены некоторые характерные значения величины £ для отдельных видов клапанов и соединений.
d) Клапаны системы регулирования. Опубликованных материалов по величинам сопротивлений клапанов системы регулирования в настоящее время очень мало.
Сравнение величин сопротивлений различных устройств затруднено не только различиями в геометрическойформеклапанов, но и изменениями в проходном сечении устройства. Таким образом, в настоящее время возможно дать только значения, определяющие порядок величины коэффициентов сопротивления. Анализ экспериментальных материалов, представленных автору одной из основных компаний, занимающихся изготовлением регулировочной арматуры, показал, что значения £ для различных масляных клапанов обычных форм находятся в диапазоне от 6 до 60. Малые значения величины £ здесь отвечают крупным регулировочным клапанам с широкими проходными сечениями и хорошими гидравлическими формами, а большие значения — малым пилотным клапанам со сложными геометрическими фермами проходных каналов.
Для более или менее грубого определения величины сопротивления гидравлической сети можно использовать несколько произвольно выбранные величины в указанном диапазоне. Точное определение сопротивления системы потребует знания экспериментальных данных по тем клапанам, которые применены в гидравлической сети.
76
6. 5. Вычисление потерь напора по эквивалентной длине трубопровода
Формула Дарси для течения в прямых трубопроводах аналогична по виду математическим выражениям для определения потерь напора в коленах, клапанах и соединениях. Вместо того чтобы подсчитывать потери в каждом отдельном элементе гидравлической сети, может оказаться целесообразным выразить отдельные компоненты потерь в соединениях и т. п. через равное им сопротивление эквивалентной длины прямого трубопровода. Для этого приравняем формулу Дарси с выражением для потери напора в соответствующем элементе:
отсюда находим величину эквивалентной длины (в м):
Ьэ — D, если D в м, (6. 22)
и
С D
L. — -гтиг. если D в мм. (6.23)
Из этой формулы видно, что величина эквивалентной длины может быть определена для данного размера соединения при условии предварительного вычисления коэффициента сопротивления трения А, для соответствующего прямого трубопровода. Литературные источники содержат многочисленные ссылки на значения эквивалентных длин трубопровода, вычисленных при произвольном значении А. Эти данные следует использовать весьма осмотрительно, так как коэффициент А может очень сильно изменяться, особенно в условиях ламинарного потока, являющегося обычным для гидравлических систем.
6. 6. Разделенный поток
Если поток жидкости из коллекторного трубопровода разделяется в нескольких параллельных трубопроводах, то в этом случае величина сопротивления может быть выполнена следующим путем Формула Дарси [уравнение (6. 11)] может быть записана в виде
рп Ф • у2, (G. 24)
где Ф — коэффициент, равный 5,1 А уу s.
Если v — скорость в воображаемом трубопроводе, в котором потери напора равны тем же в действительном контуре, тогда в случае трубопровода, разветвленного на две части, имеем
рп = Ф^2 = Ф2ц2 = Фц2. (6 25)
Уравнение неразрывности дает:
г. + Г Elf = Г Г <6' 26)
77
или
Л_ + = __L_
Кф, Кф2 Кф ’
(6. 27)
отсюда имеем
//Ф,Ф2__У
лУф^+^/'ф!/ ’
(6. 28)
Ф =
Величина падения давления, следовательно, равна
2
Fv КФ?Ф^
(6. 29)
Рп =
Fi /Ф2 + F, Vф]
Для определения р„ необходимо предварительно найти коэффициенты $>! и Ф2. Для этого нужно вычислить приблизительное значение числа Re для определения состояния потока Это может быть сделано путем ориентировочной оценки величин vx и и2. Если режим течения — ламинарный, скорости
vt и v.z могут быть более точно
определены следующим путем:
из уравнения (6. 2) i^i 32p.£2t>2 QgD'l (6. 30)
32|iZ,
или
Fi ' F, (6.31)
Из уравнения неразрывности имеем
Fv — f\v2 t (6. 32)
Fx
следовательно,
LAFv- ~ F2^2) ^2^2 (6. 33)
F'\ ^2 ’
отсюда
L}Fv~ (6. 34)
о2 - -
и аналогично
L2Fv (6 35)
— ( f2Ll \ , Л )+
Имея величины vr и v2, можно вычислить значения Rti и Re2
и коэффициенты сопротивления трения Л, и Х2, тогда
Ф1 = = 5,1 -У- Xs; (6. 36)
Ф2 = 5,1 Уч Xs. ^2 (6. 37)
78
В случае турбулентного потока значения коэффициентов и Х2 могут быть взяты из фиг. 6. 1.
Другие потери могут быть учтены подстановкой эквивалентных длин Let и Le2 в выражения для и Ф2.
в. 7. Вычисление потерь в гидравлической сети
Ниже приводится пример расчета гидравлической сети, изображенной на фиг. 6. 4, который поможет пониманию основных приемов, связанных с вычислением потерь напора и, в частности, приема определения эквивалентных длин.
Фиг. (5. 4. Схема гидросистемы, Q = 37,8 л/мин
Пример. В гидравлической сети насос с подачей 37.8 л/мин поддерживает циркуляцию масла, имеющего вязкость ПО сап при температуре 49° С. Внутренние диаметры трубопроводов и их длины приводятся iia фиг. 6. 4. Продольные размеры соединений или клапанов следует вычитать из длины трубопровода, однако ввиду того, что вычисления в лучшем случае являются приближенными, высокая точность в вычислении этих данных не требуется
Анализ потерь:
а) Линия, всасывания. Задано. Внутренний диаметр 25,4 мм, подача насоса 37,8 л/мин-, тогда
Q 0,0378 , __ ,
° ~ лР2 “ 60-0,785 (0,0254)2 ’ 1,25 м/СеК’
' 4
ЮООуР = 1,25-25,4-1000
61
290
79
Расчет потерь.
Длина прямого участка трубопровода L — 1,68 м: коэффициент сопротивления на входе в трубопровод £ — 0,5; отсюда
для:
колена £ — 0,72, Le -- 0,083 м вентиля t — 0,3, Le — 0,034 .«
Итого. . 1,86 м
Полная величина потерь на линии всасывания
5,1-1,86-0,22.1,57-0,88
Рп =------------„г т--------- = 0,113 кг/см
25,4
6) Линия нагнетания. Считаем, что управляющий клапан находится в положе нии обратного хода, при котором подача насоса направлена в полость возврата 'идроцилиндра.
Задано.
Диаметр трубопровода равен 19 мм, тогда: 0,0378 „
’ 60-0,785 (0,019)2
,, 2,23-19-1000 ....
Re---------ид-------385;
Расчет длина прямого
обратного клапана
потерь.
участка трубопровода до тройника: Le 10 т
?=16,5; 0,019
f. = 0.3; Le t = 1,2. Le £ = 1,5, Le
изогнутого участка трубопровода: прямого колена
тройник
= 8.54 м; для
= 1,91 л;
= 0,034 м - 0,137 м
-- 0.17 м
Итого
10,79 м.
Полная потеря на линии нагнетания, за исключением клапана управления.
5,1-0,166-10,79-4,95-0,88 , ,
Рп =---------------гоп-----------= 2-1 кг/см2.
19,0
с) Параллельные участки трубопровода. Условия течения ясно говорят о том что в этих участках поток жидкости ламинарный. Все проходные площади трубопроводов равны, т. е. F Fr = F2, отсюда
L„v 1,22-2,23 0
t’l ——— = —--гй— — 1,27 м/сек; Rex — 220; X = 0,29;
L}v 0,914-2,23 . „
= ———— =------------=-7-=-----= 0,96 м/сек; Re2 = 165; X = 0,388.
L] -j- L2 I <5
80
Расчет потерь.
Длина первого прямого участка £; - 0,914 м; для: двух колен под 45°, £ = 0,263; Le = 0,034 м выхода £ = 1, Le — 0.058 м
Итого
Длина второго участка колена под 90°, $ — 1,20, выхода 1,
Lei = 1,016 м
1,22 м\ для:
Le 0,059 м
Lc 0,948 м
Итого
L — 1,33 м
С-2
Исправленные значения скоростей и коэффициентов трения:
v, ' ’ '’ ^з5^ = 1,26 м/сек' Re 2|8’ Х °’294’
с2 == |.925| м/сек, Re - - 167, Л -. 0,382.
Тогда полная потеря па учасше с параллельными трубопроводами определяется следующим образом.
Ф, 5,1 *’918 (0,294-0,88) - .0,07;
Ф., •= 5,1 (0,382-0,88) = 0,12;
Ф = ( 0,0225;
I ]/ф1-|_]Дф2 I /о,07 4- /о,12/
рп = 2,232-0,0225 = 0.112 кг/см2.
(I) Ответвления трубопроводов диаметром 38 мм Скорость в трубопроводе 0,0378
V 60-0,785(0,038)2 ’83 М/с*'"
В этом случае имеет место ламинарный режим течения, следовательно,
о, = -= ',8oJ;37 = 0,97 м/сек-, ReL -- 337; X, = 0,19;
V., = -L83-J.22 = 0,896 = 297; 0^215
£[ -L2 2,00
Расчет потерь.
Длина первого прямого участка трубопровода --- 1,22 м для:
0 3
одного поворота 5 = 0,3, Lc ~ ’ 0,038 — 0,06 м
входа -- 0,5; , Le --- 0,10 м
Итого 1,38 м
6 Эрнст 1211 81
Длина второго прямого участка трубопровода L.,- 1,37 м; для:
1 9
колена 90° I =- 1,2, Le - 0,038 -^ 0,212 м
0,215
входа 2 = 0,5, Le — 0,088 л»
Итого
1,670 м.
Исправленные значения скоростей и коэффициентов трения:
= 1,00 м/сек-, Re =- 350; X -_ 0,182;
3,05
1 18 1 83
v = о'пс - = 0,855 м, Re = 285; 1J 0,225, 3.05
тогда:
I 38
Фй = 5,1 -Ao 0,182-0,88 = 0,0296;
38
Ф2 = 5,1
1,67
38
0,225-0,88 = 0,0445;
]Л0,0296-0,0445
0,0296 + 0,0445
2
| = 0,0091;
р„ =. 0,0091 • 1,832 -- 0,03 кг/см-.
е) Линия возврати о - 1,83 м/сек-, Re 640; >, - 0,10.
Расчет потерь.
Длина прямого участка трубопровода равна 11,9 м; для:
I 5
тройника £ = 1,5; Le = 0,038 = 0,57 м
двух поворотов £ — 0,3; Le~ 0,23 м
двух колен 90°: £1,2; Le -- 0,914 м
выхода g = 1; Le = 0,38 м
Итого .... 13,7 м
Рп --=
5,1-0,10-13,7-3,35-0,88 . с.с , ,
—----------—-----------— = 0,535 кг/см1.
f) Клапан управления. Размер клапана соответствует возвратной линии диаметром 38 мм. Стандартные клапана изготовляются одинаковыми присоединительными размерами, что приводит к необходимости осуществления переходника на линию 19 мм. Это приводит к внезапному расширению и внезапному сужению потока. Проходные площади в клапанах обычно делаются несколько меньшими, чем в соответствующих им подсоединяемых трубопроводах. В данном случае предполагается, что площадь равна 6 45 см2.
82
Принимаем коэффициент сопротивления равным 16,5 для любого направления потока через клапан. В этом случае полная величина потерь клапана определится из следующего, для:
участка трубопровода D = 19 мм;
скорость на входе в трубопровод v = 2,23 м/сек;
0,0378 А по ,
скорость на входе в клапан v — -----:----— = 0,98 м сек;
Е 60 • 0,000о45
скорость на выходе v — 2,23 м/сек, тогда
потеря на внезапное расширение рп - —тС- hf - 0,088 hf 0,088 Eli. — 0,007 кг/см2-;
r 0,088 • 16,5 • 0,96 nn, , .,
потеря на вихреобразовапие в клапане равна —-----—-=—— 0,07 кг/см1;
потеря на внезапное сужение
/>„ =
0,088-0,28.5
2JMJ
^0,0058 кгц'л:1.
Общая величина потерь рп 0,830 кг/см'2; для участка трубопровода D 38 мм; скорость па входе v = 1,83 м/сек; скорость в клапане v= 3,23 м/сек;
0.088-0,20-10,4 , ...
потеря на внезапное сужение рп --- —------Д ,--- — — 0,0091 кг/см2;
2 9,01
, 0,088-16,5-10,4 п_._ . ,
потеря на вихреобразовапие равна —------- - —— - 0,745 кг/см2;
2 • 9,81
0,088(3,23—1,83)2 ЛАЯС(1 , потеря на внезапное расширение рп — — ------- 9931—’—— =0,0089 кг/см1;
полная величина потерь рп = 0,763 кг/см2.
Полный перепад давления в системе в кг/см2, который должен обеспечить насос, равен сумме всех потерь, т. е. на: всасывании 0,013; нагнетании 2.03; ответвлении 0,112; обратном ответвлении 0,03-3,26 = 0,0978; обратной линии 0.535-3,26= - 1,8; входе в клапан 0,0825; выходе из клапана 0,763-3,26 = 2,49.
Тогда полный перепад давления, создаваемый насосом, равен 6,58 кг/см2. В эту величину не входят потери в самом насосе, которые определяются величиной к. п. д. насоса
При вычислениях не была упомянута величина скоростного напора насоса. Скоростной напор, вообще говоря, не является потерей удельной энергии, а представляет собой энергию, переданную жидкости, и, следовательно, может быть использован, однахо обычно скоростной напор теряется безвозвратно на вихреобразовапие при входе жидкости в гидроцилипдры, как это объяснялось выше.
6. 8. Рекомендуемые скорости
Значения скоростей, обычно имеющие место в гидросистемах, определялись опытом. Слишком большая скорость приводит к увеличению потерь в системе, в то время как малые скорости увеличивают стоимость ’рубопроводов и клапанов. Значения скоростей, приведенные в табл. 6. 2, были найдены удовлетворительными для большинства практических случаев.
6s- 83
Таблица 6. 2
Элементы гидросистемы Скорость в м/сек
Линия всасывания с диаметре м 12,7—25,4 мм То же больше 32 мм Линии нагнетания от 12,7—50,8 мм. . . То же больше 50 мм . . . Скорость протекания через клапана управления и другие короткие участки с зажатым сечением Скорость в переливных и предохранительных клапанах 0,6—1,2 1,5 3,0 3.6 6,0 30
6. 9. Истечение жидкости через насадки
В разделе 4, 4 было показано, что в соответствии с теоремой Торичелли скорость истечения жидкости из отверстия под напором h равна скорости падения твердого тела в вакууме с высоты й:
v = У 2gh- (6. 38)
Расход жидкости, вытекающей через отверстие, равен
Q = F V2gh, (6. 39)
где F — площадь отверстия.
В действительности величина расхода Q, полученная по уравнению (6. 39), недостижима вследствие того что в отверстии с острыми кромками всегда имеется сжатие струи непо-х . средственно за выходом из канала. Сечение,
/ к которому завершается сжатие, названо сече-
ХчХ // нием сжатой струи. Отношение площади Fe
^Х\Х\ l//' поперечного сечения сжатой струи к площади
х\\\ I I/ отверстия называется коэффициентом сжатия
/А СТРУИ-
mil \ Следовательно,
— Ш — Fe =CcF- (6-40)
*»'»•” Величина коэффициента сжатия струи зави-
Фиг 6 5. Наса ,->к сит от формы и расположения отверстия. Для Борда. круглых отверстий с острыми кромками в тон-
ких стенках величина Сс равна приблизительно 0,64 для водь: и других малсвязких жидкостей. Величина Сс может быть уменьшена с помощью цилиндрического отрезка трубопровода, введенного внутро резервуара, так называемого «Насадка Борда» (фиг. 6. 5). Коэффициент Сс насадка Борда равен 0,5. Увеличение этого коэффициента достигается с помощью цилиндрических или конических приставок, расположенных вне резервуара.
В дополнение к уменьшению расхода вследствие сжатия струи имеет место уменьшение теоретически достигаемой скорости истечения из-за потерь напора на трение и вихреобразование Отношение 84
между величиной действительной скорости и теоретически достижимой называется скоростным коэффициентом Cv. Следовательно,
v = Cv}'2gh. (6.41)
Величина Cv в среднем равна 0,97. Оба коэффициента могут быть объединены в коэффициент расхода С так, чтобы
С = CcCv (6.42)
и
Q=FC\'2gh. (6.43)
Для круглого отверстия с острыми кромками при Сс — 0,64 и — 0,97 величина С = 0,62. Для насадка длиной приблизительно 0,6 от диаметра величина С может достигать значения 0,99. Цилиндрические насадки длиной от 3 до 5 диаметров имеют коэффициенты С в пределах от 0,82 до 0,97, в зависимости от радиуса входного закругления. Эти коэффициенты применимы к течению воды и других жидкостей при числах Re свыше 40 000.
Для масла и других вязких жидкостей величина С становится функцией числа Re. По испытаниям, проведенным Туве и Спренклом [4], значения коэффициентов истечения для круглых отверстий с острыми кромками в тонких стенках увеличиваются от значения С = = 0.62 при числе Re = 40 000 до максимального значения, изменяющегося в пределах от 0.68 до 0,95 в зависимости от отношения диаметра отверстия к диаметру трубопровода, в котором расположена диафрагма с отверстием. Для числа Re = 40 и любой величины указанного отношения С = 0,65. При дальнейшем уменьшении Re коэффициент С резко падает до величин от 0,25 до 0,30 при очень малых значениях Re.
В тех случаях, когда диаметр отверстия мал по сравнению с диаметром трубопровода, или в случаях истечения из резервуара можно принять коэффициент расхода равным 0,65 для вязких жидкостей в диапазоне числа Re ст 40 до 40 000 для отверстий с острыми кромками.
6, 10. Турбулентный поток в трубопроводах некругового сечения
В предыдущих главах были выведены уравнения для ламинарного течения в трубопроводах кругового сечения и в кольцевых и прямоугольных каналах. Для турбулентного течения была выведена формула Дарси [уравнение (6.3)], которая позволяет определять потери давления в трубопроводах кругового сечения. Ниже будет рассмотрен турбулентный поток в трубах некругового сечения. С этой целью величина D в формуле Дарси заменяется другой, названной гидравлическим радиусом. Под величиной гидравлического радиуса подразумевается величина г, определяемая следующим образом:
__ площадь поперечного сечения .р , , смоченный периметр сечения ’ \ • )
85
В случае трубы с круговым сечением лО2
4 ' D г. л
г = —г— = -г- или D = 4г.
лЕ) 4
(6. 45)
Если подставить это значение D в формулу для определения числа Re, величина последнего становится равной
Формула Дарси запишется следующим образом:
XZ.C2
;n" 4r2g •
(6. 47)
Если записать это выражение в обычных единицах, т. е. L в м: v в м/сек: г во; v в сст: р в кг/см2, тогда
4000vr
(6. 48)
(6. 49)
В трубопроводе прямоугольного сечения с шириной IF и высотой Ь гидравлический радиус равен
г 2 (Г+ 6)
(6. 50;
2,55А,и25Д(«7 + Ь)
Wb
(6.51)
Если поперечное сечение очень узко, величина b мала по сравнению с W и можно записать
Wb
2lF
(6. 52)
тогда
rn fa rl
Расход жидкости через сечение щели шириной IF равен
(6. 53)
IF /л/сек. F XsL
(6. 54)
® ’ 1600
b
2 ’
Для кольцевого сечения диаметром D и радиальной шириной b
лО 1^Р1 . л!сек. 1 Z.SL
(6. 55)
86
Значение коэффициента X может быть взято из диаграммы на фиг. 6. 1.
Следует помнить, что эти формулы применимы только для турбулентного режима течения с числом Re > 2000.
Литература
1. G i b s о п Л. Н. 1-[уdraw 1 ic-. and its Applications. 4 th ed.pp 251—257, D. Van No.>trand Co, inc Princeton N. I., 1930
2. L e w i s F. M о о d y. Friction Factors for Pipe Flow. Trans. ASME, 66 671, 1944.
3. G e о r g e E. R u s s e I 1. Hydraulics. 5 th ed, p 203, Henry Holt and, Co Ins, New York 1942.
4. T u v e G L. and S p r e n с I e R E. Orifice Discharge Coefficients for Viscous Liquids. Instruments Nov- 1933.
Глава 7
НАСОСЫ
7. 1. Роторные насосы
Для создания давления в гидравлических устройствах преимущественно используются роторные насосы. Области практического применения различных типов этих насосов лучше всего определить по диапазонам давлений в соответствии с рекомендациями J1C ’.
Шестеренные насосы — для низких и средних давлений нагнетания (0—85 кг/см1 2) и в исключительных случаях — для высоких давлений (85—210 кг/см2).
Шиберные насосы — для низких и средних давлений (0--85 кг/см2) и в исключительных случаях — для высоких давлений (85- -210 кг/см2).
Поршневые насосы радиального и аксиального типов — для высоких давлений (85—210 кг/см2) и в исключительных случаях — для сверхвысоких давлений (выше 210 кг/см2).
7. 2. Шестеренные насосы
Конструкция и принцип действия. Описание конструкции и принципа действия дается применительно к шестеренному насосу с внешним зацеплением, который наиболее распространен среди насосов этого типа.
На фиг. 7. 1 схематично изображен шестеренный насос с внешним зацеплением. Насос состоит в основном из двух шестерен, размещенных с небольшим зазором в корпусе. Масло переносится по периферии вращающихся шестерен из полости всасывания в полость нагнетания. Зацепление между зубьями обеих шестерен препятствует обратному протоку масла.
Шестеренный насос является по существу насосом с постоянной величиной подачи. Диапазон рабочих давлений такого насоса может быть до ста атмосфер и выше. Насос практически перекачивает масла любой вязкости, применяемые в гидросистемах.
Подача и замкнутый объем. На фиг. 7. 2, взятой из статьи Пиготта [12], показаны две шестерни насоса в первый момент заце
1 Joint Industry Conference, Hydraulic Standards for Inaustrdal Equipment,
H 1. 6, 1953.
88
пления. Между контактирующими зубьями замыкается объем жидкости, который возвращается в полость всасывания. При замыкании объема в межзубьевом пространстве возникают значительные давления, дополнительно нагружающие валы и подшипники насоса, Полная подача насоса определяется объемом, переносимым шестернями по внешнему контуру, за вычетом величины замкнутого объема в месте контакта шестерен.
Можно избежать повышенных давлений жидкости в замкнутом объеме и обеспечить возвращение этого объема в полость нагнетания. Это осуществляется с помощью соответственно расположенных
Фиг. 7. 1. Принцип действия шестеренного насоса.
Фиг. 7. 2. Место контакта зубьев и замкнутый объем: 1 — ведущая шестерня; 2— замкнутый объем.
Фиг. 7. 3. Разгрузочные канавки.
разгрузочных канавок, которые показаны на фиг. 7. 3. Разгрузочные канавки фрезеруются в торцах боковых крышек или корпусах насоса.
Точное определение величины подачи насоса может быть получено путем вычерчивания зубьев шестерен в увеличенном масштабе и планиметрирования соответствующих площадей. Приблизительное значение величины подачи может быть получено по следующей
формуле:
Q
j nd2e ird?
4~
60
сма/сек,
(7. 1)
здесь de — диаметр окружности выступов в см;
d, — диаметр окружности по рабочей глубине впадин в см; п — число оборотов в минуту;
U7 — ширина зуба в см.
Эта формула применима для шестерен с эвольвентным профилем и обычно используемыми углами зацепления. Для насосных шестерен обычно рекомендуется угол зацепления, равный 20°, при котором больше зубьев находится в контакте и требуется меньшая подрезка, чем в шестернях с углом 14,5°. Для удобства читателей ниже приводятся обозначения и формулы, обычно используемые при проектировании насосных шестерен:
89
диаметральный питч р, равный числу зубьев на один дюйм диаметра начальной окружности;
полное число зубьев z = dp;
межцентровое расстояние d, равное диаметру начальной окружности;
25,4 нормальный модуль т — —-
е. л 2
рабочая глубина —
, 2,157
полная глубина —-----
, 1,5708
толщина зуба — —
диаметр основной окружности de -= d cos Р; угол зацепления Р°;
нормальный питч рп — —;
число зубьев в зацеплении
| dg — a2e — d sin р
--- ---------------
Рп
при
У do — dl<Z2d sin р и равно d sin В при
У do — d^d> 2d sin Р;
максимальный диаметр окружности выступов без подрезки зубьев
- 2 ]/ (4-)2+ (d Sin?)*.
Числе оборотов и подача. Шестеренные насосы для гидросистем изготовляются на подачи от литра до 400 л/мин и выше. Эти насосы могут иметь в качестве привода как электродвигатель, так и двигатель внутреннего сгорания при числах оборотов от 900 до 3600 в минуту и даже выше.
Величина максимально допустимого числа оборотов насоса определяется точностью изготовления шестерен, уровнем шума и долговечностью подшипников. Необходимо также учитывать дополнительное сопротивление на входе в насос из-за действия на жидкость центробежных сил (см. раздел 4. 12). Для производственных целей при подачах до 80 л/мин и шестернях с питчем 8—5 наилучшими являются числа оборотов от 1200 до 1800 в минуту. Для больших подач могут быть применены шестерни с питчем 3—4 при числах оборотов от 900 до 1200 в минуту.
Значительно более высокие числа оборотов применяются в транспортных устройствах (на тракторах, передвижных кранах и т. п.), которые отличаются рабочим циклом и требованиями долговечности. 90
Механический и объемный к. п. д. Мощность. Объемным к. п. д. засоса г]0 называется отношение действительной величины подачи Qd, измеренной при данном давлении, к геометрической подаче определяемой планиметрированием или расчетом. При давлении нагнетании, равном нулю, когда нет потерь жидкости вследствие утечек, величина объемного к. п. д. равна 100%. Тогда
= 100%. _ (7.2)
Механический к. п. д. находится как отношение расчетной мощности, необходимой для обеспечения геометрической подачи ‘ к потребляемой мощности, определяемой при испытании насоса-
•L-- 1°° % • (7-3)
Расчетная мощность при геометрической подаче (см. раздел 1. 8), равна
^р^22_Ы = о,13за^ л. с.,
где —геометрическая подача в л/сек\
р — перепад давления в насосе в кг/см?.
Величина потребляемой мощности Nn может быть получена путем измерения электрической мощности, потребляемой из сети Мэ в кет, с учетом к. п. д. электродвигателя т^,, который может быть взят по его характеристике, поставляемой заводом-изготовителем. Тогда
М" = о,736 л' с‘ 4)
Величина полного к. п. д. 1% равна произведению величин объемного и механического к. п. д.:
П„ = ЯЛ,, , (7.5)
или
Ч" = -57Х-100% ,7-6’
и, учитывая, что
Np -0,133Q^p, Чг = -.°’У’ 100 % (7. 7)
или, другими словами, полный к. п. д. равен отношению расчетный мощности при действительной подаче к значению потребляемой мощности.
К. п. д. шестеренных насосов с внешним зацеплением зависит ог размера насоса, нагрузки и вязкости масла. Величины механического к. п. д. насосов, испытанных автором, находились в пределах от 80 до 95 % для подач от 35 до 210 л!мин при расчетных значениях числа оборотов и давления нагнетания. При пониженных давлениях
91
значения механического к. п. д. сильно падают. Холостая мощность шестеренных насосов с внешним зацеплением может доходить до 20% от расчетной.
Обт>емные к. п. д. для тех же условий составляли 85—90%. Объемные к. п. д очень маленьких по подаче насосов (ст 3,5 до 12 л1мин) значительно ниже этих значений. Одна из причин относительно низкого к. п. д. шестепенных насосов заключается в том, что эти насосы обычно гидравлически неразгружены. Давление нагнетания насоса действует на внешние поверхности шестерен в полости нагнетания и в зазоре между шестернями и корпусом с постепенным понижением давления к полости всасывания. Эго давление стремится прижать шестерни к корпусу в сторону полости всасывания даже при использовании жестких валов и крупных подшипников.
По этой причине не все шестеренные насосы будут удовлетворительно работать в качестве гидромоторов. Ниже будет описан эффективный способ гидравлической разгрузки шестерен.
Объемные потери в насосах вызываются утечками по зазорам между соответствующими поверхностями и утечками в месте контакта зубьев. Эти потери могут быть вычислены по формулам, приведенным в предыдущих главах [уравнения (5. 17) и (6. 43)].
Величины зазоров, обычно применяемые в промышленных насосах, изменяются в пределах от 0,05 до 0,12 мм по ширине и диаметру шестерни. В насосах высокого давления необходимо собрать и отвести эти утечки. Для этой цели в торпозых крышках этих насосов предусмотрены дренажные трубки. 3 насосах низкого давления такие устройства не нужны.
Материалы. Насосы для высокого давления должны иметь закаленные шлифованные шестерни. Для этой цели может подходить материал, который хорошо цементируется и калится. Шестерни без поверхностного упрочнения пригодны для насосов низкого давления.
Валы изготовляются из допускающих термическую обработку сталей. Для насосов высокого давления обычно используются роликовые подшипники; вместе с тем удовлетворительные результаты получаются при подшипниках скольжения с вкладышами из медно-свинцовых или серсбряно-кадмиевых материалов, допускающих удельные давления до 100 кг! см2.
На торцах шестерен насосов высокого давления применяются сменные диски. Они могут быть изготовлены из высокопрочного чугуна или другого подобного материала. В качестве материала корпусов подшипников и торцовых крышек находит широкое применение механит (модифицированный чугун). В насосах низкого давления сменные диски обычно не применяются.
Конструирование шестеренных насоссв для тяжелых условий работы. Для иллюстрации принципов, на которых основывается конструирование шестеренных насосов, ниже приведен пример полного расчета насоса с внешним зацеплением для тяжелых условий работы и высокого давления нагнетания.
92
Поимео, Предположим, что насос проектируется на следующие параметры: подача 1,25 л/сек, давление нагнетания 70 кг/см2.
Считаем, что величина механического к. п. д. равна 85?-^ и объемного 90%. Тогда расчетная подача насоса составит 1,25 : 0,9 = 1,4 л/сек и мощность на валу насоса
10.1,25-70 _
Nn ~ 0,765-75" ~ 5,2 Л' С'
Выбираем шестерни типа 5-ДР с эвольвентным профилем и углом зацепления 20°.
Принимая отношение диаметра делительной окружности к ширине равным 2, имеем
I nd?. adj \
е 1 IV/„
()г —-------------------- — 1400 см3/сек
Принимаем также, что диаметр делительной окружности равен 66 мм; тогда внешний диаметр будет равен 76 чм и внутренний диаметр при рабочей глубине >уба — 56 мм. Выбираем и = 1200 об/мин. тогда Qp = 425 W и IF = 3,3 см = 33 мм.
При величине расчетной подачи 1,4 л/сек и скорости во всасывающей линии 1,5 м/сек (см. раздел 6. 8) необходимая площадь проходного сечения на всасывании получается равной
1400 : (1,5-102) = 9,35 см2.
Для того чтобы насос обладал свойством реверсивности, оба канала — всасывающий и нагнетательный—должны быть одинаковыми. Так как ширина корпуса, в котором размещены шестерни, всего 3,3 см, каналы не могут быть развиты в радиальном направлении, поэтому эти каналы необходимо выполнить параллельными оси вращения с присоединительными фланцами на концах.
На фиг. 7. 4 показаны проекции корпуса насоса с этими каналами. По приведенным проекциям можно вычислить гидравлическую нагрузку следующим образом.
Площадь, проекция которой соответствует расстоянию а, находится под полным давлением нагнетания 70 кг/см2. По периферии обеих шестерен давление уменьшается до давления всасывания. Так как путь утечек по окружности шестерен одинаковый, то одним и тем же должен быть и градиент давления. Эпюра распре деления давления на одну шестерню будет, следовательно, такой, как показано на фиг. 7. 5.
Полное давление, равное 70 кг/см2, действует на дуге окружности, равной 90°; на участке дуги, равном 180°, действует постепенно понижающееся давление от 70 кг!см2 до нуля.
Учитывая обозначения на фиг. 7. 6, имеем
_ а
/’ — Ртах > Л
dP = prWda = ртах — rWda, л
(7.8)
(7. 9)
dP = С, Я' da для 0 < а < л, 1 де
''М^Ртах
dP — C2da для л < а < 1,5л, । де = Хи пах*
Составляющие нагрузки в направлении хну будут.
dPx = CLd cos ada dP у = С id sin ada dPx — C2 cos ada i dPy = C2 sin ada )
0 < a < л;
л < d < 1,5л,
(7- 10)
(7 11)
93
отсюда
или
л 1 5 л
Рх =- С) 1, a cos a da | - С2 I cos a da: о л
Рх — С] |cos а + a sir. ajJ + С, Isina)^'5"
РЛ = -(XCiH- С2);
Р* сИ/ргпах — j- 1 1,635г !Fpiiiax.
а. 12)
(7. 13)
(7. 14)
(7. 15)
Подобный анализ, произведенный для составляющей по оси, показывает, что эта составляющая равна нулю. Следовательно, полная гидравлическая нагрузка
Фиг. 7. 4. Корпус шестеренного насоса.
Г
зрастающ баЯлени
Фиг. 7. 5. Распределение давления в шестеренном насосе
Посгпгяиное
Фиг. 7. 6. К определению сил, действующих на шестерню.
на каждую шестерню такого насоса, как показано на фиг. 7. 4, действует в напра влении, перпендикулярном линии, соединяющей центры шестерен, и равна по величине
Р.г= 1,635гГртах. (7.16)
В нашем случае имеем: г — 38 мм; W = 33 мм; р.,1ах = 70 кг/см2; Рп =1440 кг.
К этой силе должна быть добавлена сила, приложенная к зубьям шестерен, которая может быть вычислена по моменту на валу насоса следующим образом:
х ~ d и
„ 716.2Л7
п
В нашем случае V = 15,2 л. с.; п = 1200 об/мин; d = 66 мм, Рх = 276 кг. Таким образом, полная нагрузка в направлении оси х равна 1440 1- 276 --= 1716 кг.
94
В направлении у имеем стремящуюся раздвинуть шестерки силу, равную Р tg р. При р = 20°; Pi,= 270-0,364 == 100 кг этой силой можно пренебречь. Тогда полная величина нагрузки, которая должна восприниматься подшипниками, равна 1716 кг. Нагрузка на подшипник и число оборотов вала определяют выбор типа подшипников. Для этой цели обычно рекомендуется применять высококачественные роликовые подшипники, хотя и игольчатые подшипники, соответствующим образом изготовленные и установленные, работают удовлетворительно. В ведущем вале насоса возникают одновременно напряжения от изгиба и кручения. При ширине шестерни 33 мм и толщине крышки 12,7 мм расстояние между центрами подшипников будет равно 79,4 мм. При диаметре вала, равном- 32 мм, напряжение в середине вала будет равно
858 (4,0 — 0,82) 0,1 (3,2)я
840 кг/см‘.
Эта величина должна быть приблизительно удвоена из-за концентрации напряжений в шпоночной канавке [11].
Напряжение от кручения может быть определено по величине мощности Л’ = -- 15,2 л. с.
Момент на ведущем валу равен
^716Л15Д_
1200 ’
кем.
Напряжение от кручения под действием такого момента равно:
Os
9,1 100
0,2 (3,2)3
кг/см2.
Величиной напряжения кручения в центре ведущего вала можно пренебречь Отверстия для вала проходят через тыльный сменный диск к заднему корпусу подшипника.
Насос должен быть снабжен всасывающим патрубком диаметром 32 мм либо с резьбовым, либо с фланцевым соединением. Весь блок насоса скреплен восемнадцатью болтами диаметром '.2 мм. Корпусы подшипников и сменные диски должны быть тщательно отшлифованы или притерты так, чтобы не требовалось никаких прокладок. Напряжение в болтах меже’ быть рассчитано на основании следующего. Отдельные части насоса подвержены действию полного давления нагнетания, в то время как другие части находятся под более низким давлением или под давлением всасывания. Болты должны бы’ь рассчитаны по нагрузке, передаваемой от наиболее нагруженной части корпуса насоса. Проще всего это сделать, если считать, что вся площадь корпуса находится под максимальным давлением и что все болты одинаково нагружены. Площадь внутренней части насоса равна приблизительно 97 см2, площадь наружного пояса, по которому проходит стык корпуса, — 121 см2. Прини мая давление на перзой площади равным 70 кг/см? и на второй — 105 кг/см* (с целью предотвращения утечки), имеем разрывающую силу, равную (9 500 кг, на каждый болт— 1090 кг Соответствующее напряжение растяжения в корне резьбы болта размером 12 мм составит 1125 кг/см?.
Сменные диски должны снабжаться разгрузочными канавками, как показано на фиг. 7. 3. У шестерен типа 5ДР толщина зуба на диаметре начальной окружности равна 8 мм, поэтому расстояние между канавками должно быть около 9,с мм Ширина канавок должна быть около 12,5 мм.
Следует осуществить дренаж утечки. Для этого сверлятся соединительные каналы между полостями в крышках подшипника. Вал ведомой шестерни должен иметь продольное сверление для отвода утечки из полости передних подшипников з полость задних подшипников.
Уплотнение вала испытывает давление только от масла, поступающего в виде утечки.
95
Здесь возможно применение сальниковой набивки или нескольких V-образныл манжет. Достаточно трудно обеспечить герметичность этих уплотнений. Лучшие результаты получаются при уплотнениях торцовых, таких как сильфонное торцовое уплотнение фирмы Crane Packing Ztd. Описание такого уплотнения дано в главе 8.
Описание конструкций некоторых типовых насосов. Конструкция шестеренных насосов непрерывно развивалась. Возрастающие требования по увеличению скоростей и давлений при необходимости уменьшения производственных затрат для сохранения конкурентоспособности привели к стандартизации и упрощениям конструкции, наряду с улучшением технологии и точности изготовления.
Фиг. 7. 7. Разрез шестеренного насоса НРМ.
Ниже рассмотрено несколько характерных конструкций насосов.
Насос типа НМР. Это? шестеренный насос, изготавливаемый фирмой Hydraulic Press Manufacturing Со, показан на фиг. 7. 7.
Насос имеет точные упрочненные шестерни и игольчатые подшипники. Соосность шестерен при сборке обеспечивается центрирующими штифтами. Шариковый подшипник, расположенный на приводном валу, предохраняет шестерни и игольчатые подшипники от всех видов нагрузок, передаваемых с привода, кроме кручения. В насосе не применяются прокладки; все контактирующие стыки пригоняются так, что при сборке образуют герметичные соединения. Фирма выпускает 15 типоразмеров насосов такого типа с подачами от3.8 до 450л/лг/« при числах оборотов от 1800 до 1200 з минуту и давлениях до 70 кг/см*. Насосы могут перекачивать масла с широким диапазоном по вязкости. Предусмотрены внутренние сверления, сообщающие дренажные точки с полостью всасывания, что обеспечивает возможность реверсирования насоса.
96
Шестеренный насос Webster. Фирма Webster Electric Со выпускает серию небольших насосов на диапазон подач от 3,8 до 114 л/мин при числах оборотов до 2400 в минуту и давлениях до 105 кг!см2.
На фиг. 7. 8 показана конструкция насоса такого типа. В конструкции также предусмотрен шариковый подшипник, воспринимающий дополнительные нагрузки от привода. Все остальные подшипники — игольчатого типа. Зубья шестерен имеют небольшой наклон, при котором, однако, не возникают значительные осевые усилия, действующие на корпус. Можно. отметить внешний отвод утечек,
обеспечивающий реверсирование насоса.
Насос Hydreco. Этот насос выпускается компанией New-York Air Brake Со в четырех сериях, определяемых подачей, диапазон которой от 11 до 570 л!мин. Максимальные числа оборотов привода, рекомендуемые фирмой, находятся в пределах от 2400 для наименьших размеров до 1800 в минуту для больших размеров, причем допускается увеличение числа оборотов при кратковременных нагрузках. Эти насосы выпускаются для давлений до 105 кг!см~. На фиг. 7. 9 показана конструкция насоса самой крупной серии. Обе шестерни вы-
Фиг. 7. 8. Шестеренный насос фирмы Webster Electric Со.
полнены совместно со своим валом. Каждый конец вала имеет раз-
дельно монтируемые роликовые подшипники. Ведущий вал расположен внутри вала ведущей шестерни и имеет отдельные шариковые
подшипники, воспринимающие осевые и радиальные нагрузки. Вращение передается шестерне через внутреннее шлицевое зацепление. Сменные диски гидравлически уравновешены с помощью осевых каналов. За счет этого поддерживаются постоянные торцовые зазоры и улучшается объемный к. п. д. Насос не имеет дренажа, поэтому
корпус насоса находится под давлением нагнетания, при котором работает и торцовое уплотнение вала. Достоинство такой системы состоит практически в двойном увеличении пути утечки, что дает дополнительное увеличение объемного к. п. д.
Насос Pesco. Фирма Pesco Products выпускает шестеренные насосы для авиации и промышленного использования. Работа всех насосов основана на принципе нагружения давлением, запатентованном данной компанией.
Стандартные промышленные насосы охватывают подачи от 38 до 60 л/мин при числе оборотов 2000 в минуту и давлениях до 140 кг/см-. На фиг. 7. 10 показан принцип нагружения давлением, при котором с помощью давления нагнетания обеспечивается мини.
7 Эрнст 1211
97
мальныи торцовый зазор между шестернями и горцами подшипников. Два из четырех подшипников насоса свободно установлены в корпусе. Давление нагнетания подводится в полость за подвижными подшипниками, смещая их по направлению к шестерням. Давлению нагружения противодействует давление внутри полости шестерен насоса и таким образом обеспечивается зазор, необходимый для сохранения
Фиг. 7. 9. Шестеренный насос Hydreco.
гидравлического слоя смазки. Небольшой разгрузочный клапан, показанный на фигуре, защищает полость перед уплотнением от недопустимых давлений. Если из этой полости не сбрасывать жидкость, которая поступает в виде утечки по радиальным подшипникам шестерен, то давление на уплотнение увеличится. Это может вызвать утечку через уплотнение или его повреждение. С помощью разгрузочного клапана давление в полости поддерживается около 1 кг!см\ обеспечивая'смазку уплотнения и препятствуя проникновению воздуха в насос.
Шестеренные насосы с внутренним зацеплением. Шестеренные насосы с внутренним охватывающим зацеплением и зубьями со стандартным эвольвентным профилем могут выполняться с такой комбинацией шестерен, при которой внутренняя шестерня имеет на два или более зубьев меньше, чем кольцевая шестерня. Между внутренней и кольцевой шестерней устанавливается серпообразный разделитель. 98
Появилось несколько запатентованных конструкций, в которых внутренний ротор имеет на один зубАменьше, чем внешний элемент,
Фиг. 7. 10. К объяснению принципа гидравлической разгрузки шестерен.
что устраняет разделитель. Такая конструкция потребует специального профиля зуба, как например в насосе, сконструированном Пиготтом (фиг. 7. 11).
Фиг. 7. 11. Шестеренный насос Pigott с внутренним зацеплением.
Внутренняя шестерня насоса имеет на один зуб меньше, чем кольцевая шестерня. Зубья на обеих шестернях спрофилированы по логарифмической спирали, уравнение которой в полярных координатах имеет вид
г =
у*
(7. 17)
99
где г — радиус-вектор;
а — угол радиуса-вектора;
С — коэффициент, равный по величине V5 высоты зуба;
Ъ — постоянная, равная приблизительно 0,7 для профиля зуба и 0,8 для профиля фрезы, соответствующей меж-зуб.ьевому пространству внешней и внутренней шестерни. Радиус-вектор логарифмической спирали составляет постоянный
угол с касательной к этой кривой.
Из уравнения (7. 17) имеем
In г = Ьа + In С (7. 18)
In г — In С
7. 12 видно, что
tg У rda (7. 19)
da ~dr~ 1 rb ’ (7.20)
rda dr = (7.21)
Диаметры начальных окружностей и значения питча должны быть выбраны так, чтобы разница в диаметрах начальных окружностей равнялась высоте зуба и чтобы число зубьев кольцевой шестерни было на единицу больше числа зубьев внутренней шестерни. Взаимосвязь этих величин, данная Пиготтом, приведена в табл. 7 1 (размеры в дюймах).
Таблица 7.1
Внутренняя шестерня Кольцевая шестерня
Диаметр начальной окружности Число зубьев Высота зуба Диаметр начальной окружности Число зубьев Высота зуба
3,00 6 0,50 3,50 7 0,50
3,50 7 0,50 4,00 8 0,50
4,00 8 0,50 4,50 9 0,50
4,50 9 0,50 5,00 10 0,50
Внутренняя и кольцевая шестерни работают совместно, плавно и непрерывно и с одинаковой угловой скоростью. Обычный серповидный разделитель отсутствует. Как- внутренняя, так и кольцевая шестерни имеют шариковые опоры. Межзубьевое пространство сообщается с всасывающим и нагнетательным клапанами с помощью отверстий в кольцевой шестерне, как это показано на фиг. 7. 11. Насос рассчитан па рабочее давление до 42 кг/см?.
Насосы фирмы Double A Products. Эта фирма производит серию промышленных насосов, также отличающихся тем, что внутренний 100
ротор имеет на один зуб меньше внешнего элемента; и в этом случае зуб спрофилирован по специальной кривой. В результате такого профилирования каждый зуб внутреннего ротора имеет постоянный скользящий контакт с зубом внешнего, обеспечивая надежное уплот
Фиг. 7. 13. Принцип действия насоса Gerotor (Douole Л Products Со).
пение. Ввиду того что оба элемента близки по диаметру, скорость относительного скольжения весьма мала, что приводит к спокойной работе насоса и обеспечивает его долговечность. Принцип действия такого насоса показан на фиг. 7. 13.
При небольших габаритах и компактной конструкции насос перекачивает относительно большое количество масла. Величина подачи может изменяться в широких пределах путем изменения ширины ротора. Насос рассчитан на давление до 140 кг/см1. Фирма выпускает три серии насосов: малая—-е подачей от 1,5 до 6 л!мин при 1800 об!мин\ средняя — с подачей от 11 до 70 л/мин при 1800 об/мин и крупная — от 75 до 150 л/мин при 1200 об/мин.
На фиг. 7. 14 дан внешний вид такого насоса среднего размера. Насос имеет хороший к. п. д. при средних значениях давлений.
Фирма выпускает также раз- Фиг. 7. 14_ Насос Gerotor. личные агрегаты, составленные из отдельных насосов. Сдвоенный агрегат серии QDH — QDH может быть получен в любой комбинации от 12 до 70 л/мин при числе оборотов 1200 либо 1800 в минуту. Такой агрегат состоит из двух насосных элементов, смонтированных в одном корпусе, и имеет один большой всасывающий патрубок с фланцем и два нагнетательных патрубка с фланцами, расположенными в центре насоса. Автоматические регулирующие устройства, собранные в один компактный узел, могут непосредственно устанавливаться на фланцах нагнетательных патрубков в виде самостоятельного блока. Эти устройства позволяют обеспечить следующие комбинации:
1) два агрегата, работающие параллельно, либо с объединенной, либо с раздельной подачей;
101
2) комбинация «большой и маленький», в которой насос с повышенной подачей разгружается при промежуточном давлении, в го время как насос с малой подачей работает при повышенном давлении;
3) работа с клапанами полной или частичной разгрузки при требуемой комбинации этих клапанов.
Комбинированные насосы серии QDH-D состоят из стандартных насосов, обеспечивающих диапазон подач от 11 до 70 л!мин, и небольшого (подача 4—6 л/мин) соосно расположенного насоса. Этот насос используется для подачи смазки под низким давлением или питания управляющего устройства. Такой сдвоенный насос может работать с наибольшими давлениями 140 и 18 кг!см2, для каждого Из входящих в него ступеней. В насосах установлено два уплотнения с промежуточным дренажем для предотвращения загрязнения одной рабочей жидкости другой при утечках.
Все насосы рассчитаны на перекачивание масел вязкостью от 32 до 65 сст при 38° С. Максимально возможная температура масла 66° С.
7. 3. Шиберные насосы
Принцип действия и конструкция простого шиберного насоса
показаны на фиг. 7. 15. Ротор размещен в корпусе насоса обычно между торцовыми крышками. Шиберы (лопасти) установлены в пазах ротора либо в радиальном положении, либо слегка наклонными
по отношению к радиусу. Вал ротора располагается эксцентрично по отношению к корпусу, и шиберы скользят по твердой поверхности внутреннею цилиндра.
При удалении шиберов от точки, в которой имеет место минимальное расстояние между ротором и корпусом, увеличивается объем полости между ротором и корпусом. Эта полость заполняется маслом, по-
Фиг. 7. 15. Шибеоный насос. ступающим через окно, расположенное на периферии корпуса и сообщающееся со всасывающим патрубком насоса. Затем, когда шиберы проходят точку с максимальным расстоянием между ротором и корпусом, пространство между шиберами начинает сокращаться и масло вытесняется в полость нагнетания через противоположное окно в нагнетательный патрубок насоса.
Шиберные насосы изготовляются как с постоянной подачей так и с регулируемой (фиг. 7. 15).
Из фиг. 7.15 видно, что регулирование подачи легко достигается путем изменения эксцентрицитета ротора по отношению к корпусу. В данной конструкции ротор насоса испытывает значительную 102
нагрузку. Давление нагнетания действует на поверхность ротора, создавая значительные нагрузки на подшипники.
В насосах с постоянной подачей удается избежать этой нагрузки путем создания сдвоенного насоса с двумя всасывающими и двчмя нагнетательными камерами, расположенными диаметрально противоположно по отношению друг к другу. Такое расположение обеспечивает взаимную гидравлическую разгрузку ротора насоса. В этом
случае внутренняя направляющая поверхность насоса выполняется эллиптической, имеющей два максимальных и два минимальных расстояния от центра. Попытки создать гидравлически разгруженные конструкции шиберных насосов с регулируемой подачей не дали
практических результатов.
Необходимо учитывать, что для поддержания постоянного контакта шиберов с направляющей поверхностью в полость между горцами шиберов и торцом пазов в роторе нужно подавать давление нагнетания, так как одной центробежной силы недостаточно для прижима шиберов при работе насоса со значительными давлениями. Это можно осуществить различными путями; например, предусмотрев коллекторное кольцо, сообщающее полость нагнетания насоса с указанными пазами. Однако это приводит к сильному прижиму шиберов к направляющей поверхности в полости всасывания. Можно также
Фиг. 7. 16. Ротор и корпус насоса.
применить частичную внутреннюю разгрузку шиберов, сообщая подшиберные полости на участке нагнетания с полостью нагнетания, а на участке всасывания — со всасыванием. В этом случае перемещение шиберов используется для увеличения подачи насоса.
Более совершенная разгрузка шиберов может быть достигнута применением шиберов с особой геометрической формол.
Подача шиберного насоса. Шиберные насосы по принципу действия хорошо приспособлены для того, чтобы перемещать значительные объемы масла при сравнительно небольших размерах самого насоса. Подача такого насоса может быть рассчитана следующим образом.
На фиг. 7. 16 показано взаимное расположение ротора и корпуса. Здесь/? определяет диаметр корпуса; d — диаметр ротора; е— величина эксцентрицитета между ротором и корпусом.
Если перемещение шиберов увеличивает подачу насоса, то объем, перенесенный .из полости всасывания в полость нагнетания за один оборот, равен (на единицу толщины ротора)
V = 2л/)е;
или
103
следовательно, подача насоса за п оборотов равна у-, 3 т/Дл. IS о / ci,
Q = —эд— смЧсек, (7.22;
где W — ширина шиберов насоса.
Если шиберы не создают дополнительной подачи, тогда величина Q становится равной.
Q = 2eW &?)- (7. 23)
где b — толщина;
z — число шиберов.
В разгруженной конструкции насоса с эллиптической направляющей с большей осью, равной D + 2е, и меньшей D — 2е подача будет равна удвоенной подаче насоса с круговой направляющей при эксцентрицитете, равном е.
Дополнительное уменьшение подачи в насосе с круговой направляющей происходит из-за того, что масло не всасывается, когда шиберы проходят перемычку между окнами. Это уменьшение подачи зависит от шага или числа шиберов, а также от угла наклона шибера. Величина уменьшения подачи определяется, исходя из следующих соображений: величина вытесняемого объема, соответствующая смещению на половину расстояния между шиберами, может быть просто вычислена; полная величина вытесняемого объема вдвое больше указанной.
Если мы обозначим величину
W (nD — bz) = А (7. 24)
и учтем, что
тогда уравнение (7. 23) становится следующим:
(7- 25)
Ввиду того что изменение объема в насосе носит синусоидальный характер, мгновенное значение этого изменения при любом значении угла, разном со/, будет равно:
Qt ~ Лесо sin со/ (7. 26)
или на один радиан
Q — Ле sin со/.
(7. 27)
Тогда величина полного изменения объема от нулевого положения до угла со/ будет равна
(о С
' Ле sin со/ = Ле (1 — cos cor), о
(7. 28)
104
Таким образом, величина уменьшения подачи будет равна
2Ае (1 — cos со/) _ „„
. 2Ае--------’
здесь со/ — половина угла между соседними шиберами, отсюда действительная величина подачи насоса, равна Q cos mt.
В насосе, имеющем 17 шиберов, уменьшение подачи равно 1,7%; в насосе с 13 шиберами это уменьшение достигает 2,9%. В шиберных насосах, у которых на участке между всасывающим и нагнетательным окнами направляющая спрофилирована по окружности, описанной из центра ротора, как это делается в современных разгруженных насосах, такое уменьшение подачи отсутствует.
К. п. д. шиберного насоса может быть подсчитан по уравнениям (7. 2)—(7. 7).
Хорошо сконструированные шиберные насосы имеют весьма высо кое значение к. п. д., однако для этого требуется высокая точность обработки и первоклассная технология изготовления. Разгруженные насосы фирмы Vickers имеют величины объемного к. п. д. до 90?^ при значении полного к. п. д. выше 80% в широком диапазоне давлений.
Материалы и конструкция насосов. Роторы насосов изготовляются из стальных сплавов, допускающих поверхностное упрочнение закалкой или цементированием и шлифовку. Ротор и вал могут совместно устанавливаться на подшипниках скольжения, которые воспринимают как гидравлические нагрузки, так и нагрузки от привода Другим вариантом является независимая установка ротора на подшипниках качения или скольжения с приводом через шлицевой вал.
В этом случае приводной вал должен быть сделан из стали со средним содержанием углерода и термически обработан. Шиберы следует делать из стали, содержащей вольфрам, так как из-за нагрева шиберов при трении с высокой скоростью о направляющую произойдет отпуск обычного стального сплава. Направляющая в насосе должна изготавливаться из цементируемой стали и подвергаться закалке. Торцовые диски следует делать либо из марганцевой, либо из кремнистой бронзы. Крышки насоса и его корпус могут быть изготовлены из высокопрочного чугуна. Гидравлически уравновешенный ротор шиберного насоса требует только центрирующих подшипников или может поддерживаться непосредственно валом привода. Неуравновешенный ротор необходимо устанавливать на роликовые подшипники с хорошей несущей способностью.
Очень хорошие результаты были получены также при применении подшипников скольжения с вкладышем из сплава серебро-свинец-индий при таких высоких удельных давлениях, как 140 кг!см.г. Для иллюстрации основных принципов, применяемых при конструировании шиберных насосов, ниже приводится обычный расчет неразгруженного шиберного насоса несложной конструкции.
105
Пример. Предположим, что необходимо спроектировать шиберный насос на подачу 75 л1мин при давлении 70 кг/с.и2. Предполагаемые значения механического и объемного к. п. д. равны 90%, тогда
0.09 ~ 0,9-60~ “ 1,4 л1сеК'
м 10(^
Nn~~^-
10-1,25-70
75 0,81
— 14,5 л. с
Принимая п — 1200 об/мин, Q3=l,4 л/сек, выбираем эксцентрицитет е разным 4 мм.
Тогда, учитывая уравнение (7. 22), имеем
Р1Г =
60Q 60-1,4 10я оо .
2лт 2л-1200-0,4
Величина D определяется следующим образом: Ю d . . , ~. р.
~2~= -у +е + с (из фиг. 7,16).
Величина d определяется сложением минимально допустимой длины опоры для шибера, рабочего хода шибера, равного 2е, зазора, остающегося между основанием шибера и ротором, принимаемого равны»: с, толщины втулки и радиуса вала
Принимая с = 1 мм, толщина втулки равна 5,5 мм, радиус вала равен 17,5 мм. Для радиально расположенных лопаток;
-£ = 16 + 1 + 5,5 + 17.5 = 40 мм;
d — 80 мм;
В = 90 мм.
Тогда UZ = 28 : 90 = 3,1 см = 31 мм.
Полная нагрузка на ротор равна
р = pf)W = 70-28 = 1960 кг;
изгибающий момент на валу равен 3220 г гем.
При внутреннем диаметре шлицсвсго зала, равном 32 мм, напряжение от изгиба равно 3220 : (0,1 -3,2*) = 987 кг/см? *.
Принимаем также следующие величины для числа и толщины шибероз: число шиберов — 15 (предпочтительны нечетные числа); толщина шиберов 2,4 мм. Изгибающий момент на единицу ширины шибеоа может быть определен следующим образом:
М = кг-см. (7. 30)
Тогда момент сопротивления соответствующего сечения шибера раеен 0,242/6 см?/см.
.. « 6Л4 28 • 6 п „
Напряжение от изгиба на лопатках равно - = 2900 кг/см*
Отсюда ясно видно, что величина эксцентрицитета шиберною насоса ограничивается величиной напряжения изгиба от шибера. Одновременно, толщина шиберов также должна быть ограничена,
* Пренебрегая усиливающим эффектом шлицоз. Более точный расчет приведен в сгатье Benford’a «Bending Stif fhess oiBlatns wilh Ribs and Slots», Machine design 158, February 1947.
106
чтобы контактное напряжение ог гидравлического прижима, на кромке шибера не превосходило допустимого.
Подшипники вала. Подшипники должны воспринимать нагрузку от ротора, равную 1960 кг. На конце вала со стороны привода предусматривается двухрядный шариковый подшипник средней серии (SKF № 5306). Этот подшипник несет радиальную нагрузку и обеспечивает фиксацию ротора вдоль оси. Шлицевой вал при полной осевой уравновешенности ротора допускает центральную установку ротора между крышками корпуса. Второй конец .вала поддерживается в радиальном направлении роликовым подшипником (Hyatt № 5206 Hyload). Может применяться либо торцовое уплотнение, либо обычное сальниковое. Следует предусмотреть отвод утечки из обеих подшипниковых полостей. Это может быть выполнено с помощью про
пилов в корпусах подшипников
или соединением сверлениями всасывающей полости насоса с полостями подшипников. В последнем случае необходимо позаботиться о том, чтобы уплотнение вала совершенно не пропускало воздуха.
Изготовление насоса требует высокой точности и жестких допусков. Шиберы должны устанавливаться в прорезях с зазором, не превышающим сотые доли миллиметра. Суммарный осевой зазор между ротором и корпусом не должен превышать 0,05—0,08 мм.
Определение размеров распределительных окон. На фиг. 7. 17 показано устройство окон в насосе, няется равным диаметру ротора ,
Нагнетание
Всасывание
Фиг. 7. 17. Распределительные окна насоса.
Внутренний диаметр окон выпол-. Внешний диаметр проводится
по касательной к радиусу корпуса -у в точке максимального экс
центрицитета. При этом ширина окон равна 8,75 мм. Расстояние
между всасывающими нагнетательными окнами выполняется равным расстоянию между двумя соседними шиберами, что создает небольшое перекрытие. Специальные золотниковые канавки располагаются
так, что перед вступлением на промежуток между всасывающим н нагнетательным окнами шиберы нагружаются с внутренней стороны давлением нагнетания, а на основной части хода всасывания полости под шиберами сообщаются со всасыванием. Золотниковые канавки сообщаются внутренними отверстиями с соответствующими окнами всасывания и нагнетания. Расположение окон на фиг. 7. 17 предусматривает радиальную установку шиберов. Такое расположение выгодно отличается симметрией окон, что приводит к возможности реверсирования насоса простым изменением направления вращения ротора относительно корпуса. Наклонные шиберы, часто исполь-
107
зуемые в шиберных насосах, лучше закрепляются, однако приводят к несимметрии в геометрии окон. В соответствии с уравнением (7. 29)
Фиг. 7 19. Разгруженный шиберный насос.
будет иметь место некоторое уменьшение подачи, которое в случае необходимости может компенсироваться небольшим увеличением ширины насоса. Конструкция насоса в целом показана на фиг. 7. 18.
Описание промышленных конструкций шиберных насосов. Шиберный насос фирмы Vickers. Классическим образцом конструкции шиберного насоса является хорошо известный насос фирмы Vickers.
Насос, который показан на фиг. 7. 19, с полностью разгруженным ротором имеет два всасывающих и два нагнетательных окна, расположенных диаметрально проти-
воноложно друг другу. Боковые диски выполнены из
латуни и имеют удлиненные части, плотно прилегающие к корпусу насоса и торцовой крышке. Эти удлинения служат для ротора подшипниками. Благодаря полной гидравлической
108
разгрузке роюра не требуются специальные онеры для подшипников скольжения. Приводной вал имеет собственные опоры с шариковыми подшипниками и шлицевое зацепление с ротором; при этом какая-либо несооснссть ротора не сказывается на работе насоса. Рабочая камера имеет эллиптическое очертание и между всасыванием и нагнетанием выполнена по дуге окружности, так что на этих участках гидравлически нагруженные шиберы не перемещаются относительно ротора. Проточка в распределительном диске соединяет прорези под шиберами друг с другом и с полостью нагнетания, обеспечивая гидравлический прижим шиберов к направляющей поверхности на протяжении всего оборота вала. Стандартные модели насосов рекомендуется применять на давления нагнетания до 70 кг!см?. Для агрегатов высокого давления, состоящих из двух последовательно выключенных насосов, допускается давление нагнетания до 140 кг!см\ Рекомендуемая вязкость масел — от 32 до 48 сст при температуре 38° С. Максимально допустимая температура 68° С. Диапазон чисел оборотов от 1800 до 1200 в минуту в зависимости от размера. Значения объемного и механического к. п. д. насосов получаются достаточно высокими. В насосах среднего размера полный к. п. д. насоса составляет 85% практически на всем рабочем режиме. Объемный к. п. д. малых насосов несколько ниже.
Насосы выпускаются в широком диапазоне как по размеру, так и по типу. Имеются три основных серии: малая — с подачами от 4 до 42 л/мин-, средняя — с подачами от 50 до 135 л/мин и крупная — от 15G до 230 а/мин. Промежуточные значения подач любой серии могут быть получены в соответствии с любыми требованиями. Насосы изготавливаются как с фланцевыми, так и с резьбовыми соединениями труб, а также как с фланцевым присоединением к приводу, так и с установочной плитой. Монтажные размеры насосоз среднего размера приведены на фиг. 7. 20, из которой видно, что насос является весьма компактным.
В дополнение к одинарным насосам фирма поставляет большое число различных объединенных насосов, причем они снабжаются автоматической системой контроля, обеспечивающей следующие режимы работы:
1. Два насоса, работающих параллельно либо с разделенной, либо с объединенной подачей. Имеются крупные агрегаты с суммарной подачей до 450 л/мин.
2. Два насоса, работающих параллельно с неодинаковой подачей. При этой системе насос с большей подачей разгружается при промежуточном давлении, после чего при большем давлении подачу обеспечивает меньший насос.
Эти две серии объединенных насосов выпускаются с широким диапазоном подач и давлений каждого из насосов. Такие объединенные насосы особенно хорошо подходят для привода гидравлических прессов, в которых желательна начальная быстрая подача пресса при малом сопротивлении, и медленное движение с большим сопротивлением на остальной части хода.
(09
Фиг. 7. 20. Размены шиберного насоса фирмы Vickers средней серии. Вес 24 кг.
Фиг. 7.21. Насосный агрегат фирмы Vickers с клапанным устройством, рассчитанный на работу при двух заданных давлениях.
110
3. Два насоса с одинаковой подачей, соединенных последовательно для удвоения рабочего давления агрегата. Такие насосы выпускаются в трех сериях: малые — с подачей от 7,5 до 26 л/мин\ средние — от 50 до 70 л/мин и крупные — от 140 до 215 л!мин.
4. Последовательно-параллельно соединенные насосы. При давлениях до 70 кг/см2 оба насоса работают параллельно При заранее установленном давлении (70 кг/см2 или меньше) оба насоса автоматически переключаются на последовательную работу с уменьшением подачи вдвое при удвоенном давлении нагнетания. Фирма выпускает такие агрегаты с общей подачей до 450 л/мин.
Для того чтобы обеспечить автоматическую работу насосов на списанных режимах, были созданы специальные клапаны и регулирую щие системы, которые будут списаны в главе 10. Имеются перепускные клапаны Vickers Hydrocone, предохранительные клапаны Hyd-rocushion, распределительные и запорные клапаны. На фиг. 7. 21 показан насос с двумя ступенями давления со встроенными перепускными и предохранительными клапанами.
Насос Racine. Фирма Racine Hydraulics and Machinery Inc. выпускает оригинальные шиберные насосы с регулируемой подачей. Основная особенность насоса состоит в наличии подвижной рабочей камеры для изменения подачи.
Рабочая камера установлена на подвижных опорах с роликовыми подшипниками для уменьшения усилия регулирования при работающем насосе. Вал выполнен совместно с ротором из поковки и установлен на независимых роликовых подшипниках, воспринимающих гидравлическую нагрузку. Пазы для шиберов слегка наклонны, что позволяет использовать шиберы большей длины, с хорошей опорой в корпусе ротора. Вал и ротор откованы из стального сплава, закалены и прошлифованы. В насосах Racine используются бронзовые сменные диски с окнами всасывания и нагнетания и канавками для разгрузки шиберов. На фиг 7. 22 показан насос этого типа для подачи до 150 л/мин.
Насосы Racine фирма рекомендует применять на давления до 70 кг!см?. Рекомендуемая вязкость масла 45—55 сст при температуре около 40° С. Максимальная температура рабочей жидкости, рекомендованная фирмой, 65° С. Применяемые числа оборотов от 1800 до 1200 в минуту в зависимости от размера насоса.
Фирма выпускает широкий диапазон типоразмеров насосов с подачей от 20 до 265 л!мин для одинарных насосов. Кроме одинарных, выпускается также и несколько размеров сдвоенных насосов.
Стандартные насосы Racine оборудуются автоматической системой регулирования по давлению, показанной на фиг. 7. 22. Каждый насос снабжается также винтом, с помощью которого можно установить любые значения подачи в допускаемом для данного насоса диапазоне.
Стандартный регулятор давления насоса имеет сильную пружину или несколько пружин, стремящихся переместить кольцо рабочей камеры в положение, соответствующее максимальной подаче насоса.
111
Усилию пружины противодействует усилие от давления жидкости в рабочей камере, которое соответствует давлению нагнетания. Когда давление в рабочей камере насоса достигает величины, на которую настроен регулятор, кольцо находится в уравновешенном состоянии. При увеличении давления кольцо рабочей камеры, сжимая пружину, сдвигается и уменьшается эксцентрицитет и подача насоса. Таким образом, рабочая камера автоматически устанавливается в положение, соответствующее необходимой^_подаче масла.
Фиг. 7. 22. Насос модели R на подачу 150 л/мин.
При работе на закрытую линию рабочая камера насоса займет положение, при котором подача практически равняется нулю, или точнее, величине утечек при данном давлении. Поэтому насос автоматически достигает предельного давления при минимальной подаче, что значительно снижает потери мощности в насосе и уменьшает нагрев масла.
Существуют модификации пружинных регуляторов давления, допускающие изменять натяжением пружины давление, при котором начинает уменьшаеться подача насоса. Таким образом, характеристики насоса могут изменяться от характеристики, при которой сохраняется практически постоянная подача, до характеристики с постоянной мощностью на валу привода. Выпускаются также системы с двойным регулированием по давлению с гидравлическим или электрическим управлением. Такие системы приспособлены 112
к дистанционной разгрузке насоса, что позволяет экономить энергию и уменьшать нагрев масла. На фиг. 7. 23 показана схема системы двойного регулирования давления с соленоидным приводом. Соленоид воздействует на небольшой с двумя буртами золотник, который нормально открыт и пропускает масло, подводимое через дроссельное отверстие А регулятора, в дренаж. При этом давление в регуляторе равно нулю. Тогда основная пружина определяет нижний предел настройки регулируемого давления. При включении
Фиг. 7. 23. Система двойного регулирования давления.
соленоида золотник перемещается и перекрывает прямой путь дренажа из камеры регулятора, направляя масле через предохранительный клапан. В результате значительно увеличивается давление нагнетания в насосе. Насосы с двойным регулированием по давлению могут поставляться также в виде одного агрегата без золотника с соленоидным приводом. При таком типе регулятора используется дроссель А и регулирующий золотник на канале С или дроссель Е, а управляющим сигналом служит давление масла в системе.
Стрелкой 1 показано направление силы, под действием которой нагруженное давлением кольцо стремится занять концентричное положение относительно ротора насоса. Стандартный пружинный регулятор создает противоположное усилие. Таким образом, уменьшение эксцентрицитета от максимальной величины и соответственно уменьшение величины подачи насоса зависят от отношения усилия пружины к давлению нагнетания насоса.
8 Эрнст 1211 ИЗ
В насосе с двойным регулированием давления пружинный регулятор используется для низких давлений. Высокое давление полу чается, когда масло под регулируемым давлением подводится в полость 2 над поршнем регулятора и создает дополнительное усилие.
Высокое давление поддерживается при максимальной подаче, пока не превысит установленного для насоса значения. При дальнейшем увеличении давления подача резко снижается до нуля. Вместо уменьшения вытесняемого в насосе объема, когда давление нагнетания создает усилие большее, чем пружина, корпусное кольцо продолжает удерживаться давлением масла в положении максимальной подачи. При этом открывается небольшой предохранительный клапан,
Фиг. 7. 24. Автоматическая система двойного регулирования давления.
Фиг. 7. 25. Ручная система двойного регулирования дав ления.
Фиг. 7. 26. Соленоид ная система двойного регулирования давления.
обеспечивающий быстрое перемещение корпусного кольца в положение нулевой подачи.
Площадь предохранительного клапана значительно больше площади отверстия дросселя А, что обеспечивает падение давления, необходимое для быстрого перемещения корпусного кольца к концентричному положению относительно ротора.
Ниже рассмотрены некоторые гидравлические системы, в которых показаны возможности применения этого оригинального устройства. (Объяснение символики приведено в главе 11.) На фиг. 7. 24 показана схема, в которой канал С (фиг. 7.23) соединен с одной полостью рабочего цилиндра. Когда эта полость цилиндра подключена к резервуару, насос находится под низким давлением; когда в этой полости появляется высокое давление, насос нагружается высоким давлением.
На фиг. 7. 25 показана схема, в которой обеспечивается независимое переключение насоса с одного давления на другое золотником с ручным управлением, а на фиг. 7. 26 — та же операция выполняется с помощью электропривода. Если насос работает на повышенном давлении только тогда, когда это необходимо, то не только уменьшается износ насоса, но и снижается расход энергии и устраняется перегрев масла. На холостом режиме насосы Racine, разгружаемые при низком давлении уменьшением эксцентрицитета до нуля, меньше 114
выделяют тепла, чем насосы с постоянной подачей, разгружаемые через открытый клапан.
Шиберный насос Thompson. Этот насос с регулируемой подачей был спроектирован специально для привода и регулирования точных станков.
Шлифовальный станок фирмы Thompson является точным станком для окончательной обработки деталей. Станок для обеспечения стабильности размеров обрабатываемой детали должен работать в узком температурном диапазоне и с минимальной вибрацией, которая значительно влияет на качество обработки. Станок имеет высокую точность регулирования в широких пределах.
При проектировании насоса требовалось учесть рабочий диапазон давлений привода станка, который в зависимости от его размеров лежит в пределах от 10 до 52 к.г!смг Соответственно насос был спроектирован для работы с максимальными значениями к. п. д. в указанном диапазоне давлений. Эго достигалось путем увеличения механического к. п. д. за счет объемного, что сдвинуло точку с наибольшим полным к. п. д. в сторону средних давлений.
Насос снабжен подвижным эксцентрично расположенным кольцом, которое опирается на несущие ролики. Принятое в насосе ординарное изменение рабочего объема за один оборот вала обеспечивает гармоническое колебание значений мгновенных подач и сводит к минимуму вибрации и потери наполнения.
Ротор насоса выполнен совместно с цапфами и установлен на независимых подшипниках скольжения с масляной смазкой. Благодаря этому ротор гидравлически уравновешен, так как давление в масляном слое в подшипниках поддерживает ротор без металлического контакта. Приводной вал монтируется независимо на шариковых подшипниках и имеет шлицевое соединение с ротором насоса. Шиберы расположены радиально, и распределение осуществляется так же, как показано на фиг. 7. 17. Корпус насоса имеет внешний дренаж в резервуар. (Насосы с регулируемой подачей не должны иметь внутренний дренаж, так как длительная работа с нулевой подачей при закрытой линии нагнетания может вызвать перегрев насоса.)
На фиг. 7 27 показаны детали насоса, имеющего подачу 75 л!мин. Суммарный осевой зазор между дисками и ротором на этом насосе составляет 0,05 -0,07 мм. Так как потери мощности на жидкостное трение практически не зависят от давления, увеличение осевого зазора смещает точку максимума полного к. п. д. в сторону среднего диапазона давлений, при котором объемные потери не являются основными.
Конструкция подшипников также может представлять интерес для читателя. Подшипники полностью взаимозаменяемы и устанавливаются на прессовой посадке в корпусах с величиной натяга 16— 38 мк. Подшипники имеют стальные пальцы с внутренним серебряным покрытием толщиной 0,5 мм. На сеоебряном покрытии находится слой свинцово-индиевого сплава толщиной 5 мк. Расточка подшипников делается с учетом сокращения диаметра при запрессовке
8* 115
Фиг. 7. 27. Детали шиберного насоса на подачу 75 л1ми.н.
подшипников в корпус. Окончательный рабочий зазор равен 0,025— 0,062 мм. В плоскости, перпендикулярной направлению нагрузки, имеются две осевые масляные канавки с глубиной около двух третей длины подшипника, которые обеспечивают хорошую смазку рабочих поверхностей. Такие подшипники хорошо работали при удельных давлениях до 140 к.гкм\
На фиг. 7. 28 приведены экспериментальные характеристики произвольно взятого насоса. Насос сконструирован для работы на масле малой вязкости, которое употребляется для гидросистемы управления станка. В условиях действительной работы насоса тем
Фиг. 7. 28. Характеристика шибернсго насоса Thompson (модель 120, подача 75 г/мин; температура масла 38° С; вязкость масла 32 сст).
пература масла редко достигает 38° С. Серия испытаний при разных температурах масла показала, что утечка масла обратно пропорциональна вязкости. Таким образом, улучшение характеристики насоса в области повышенных давлений может быть достигнуто за счет использования масел с большей вязкостью.
Насос, изображенный на фиг. 7. 27, оборудован простой пружинно-поршневой системой регулирования давления. Испытания показали, что при изменении давления от 18 до 70 кгкм? величина мощно сти при нулевой подаче изменяется от 0,5 до 2.5 л. с. Особый интерес представляет то, чтс величина механической мощности практически постоянна и составляет около 0,5 л. с. независимо от давления. Это показывает, что практическое значение имеют дисковые потери трения, по сравнению с которыми потери на трение в подшипниках несоизмеримо малы.
Ряд насосов был спроектирован так, чтобы подача последующего насоса отличалась от подачи предыдущего в у 10. Выпускаются 117
Ниже, на примере конструкции
три типоразмера насосов с подачами 75; 119 и 189 л/мин — все на 1200 об/мин. Расчетное максимальное рабочее давление равно 70 кг/см\ но насосы удовлетворительно работали во время испытаний и при давлении 105 кг/слг2.
Шиберные касосы высокого давления. Из предыдущего видно, что предельная величина давления нагнетания для стандартного шиберного насоса ограничена усилиями от прижима шиберов к корпусу и напряжениями от изгиба шиберов. Вследствие этого применение таких насосов ограничивалось значениями средних давлений. Ниже, на примере конструкции двух насосов, рассматривается удачная попытка в преодолении этого предела.
Насос Dudco — с постоянной подачей; в нем применено направляющее кольцо эллиптического профиля с двумя диаметрально поставленными входными и выходными окнами. Отличительной чертой конструкции насоса является применение двух шиберов в каждой прорези насоса. Три из четырех кромок шиберов скошены, что выравнивает давление в канавках, образованных скосом кромок, и шиберы, оставляя лишь слегка
Фиг. 7. 29. Насос Dadco с сдвоенными шиберами.
практически полностью разгружает нагруженными внешние кромки шиберов. Путем правильного выбора площади внешних кромок и разгружающих площадок на шиберах величина прижима шиберов к направляющему кольцу может быть доведена до значения, обеспечивающего достаточно плотный контакт без значительных усилий на кольце.
Так как шиберы практически полностью разгружены, то не возникают ограничения по их толщине из-за прочности на изгиб. На фиг. 7. 29 показано устройство этого насоса. Полости под шиберами также попеременно сообщаются со всасыванием и нагнетанием, поэтому перемещение шиберов увеличивает подачу насоса. В разгруженном насосе того типа, который приведен на фиг. 7. 19, всасывание и нагнетание масла происходит на сравнительно небольшом участке дуги. Это вызвано тем, что на один оборот ротора приходятся два окна всасывания и два нагнетания, а также имеются четыре промежутка между окнами, которые не участвуют в процессе вытеснения масла. Это в значительней мере осложняет подвод масла к насосу. В насосе Dudco эта трудность преодолевается подводом масла к обеим сторонам ротора через расположенные друг против друга окна, которые сообщены осевыми каналами в направляющем кольце.
Насос Dudco рассчитан на продолжительную работу при давлении 140 кг/см2 и числе оборотов 1200 в минуту. Выпускаются четыре типоразмера насосов с подачами от 5,8 до 226 л/мин. Комплект рабо-113
чих органон насоса может быть вставлен в виде одного узла в корпус насоса. Различные подачи насоса достигаются заменой комплекта насосных элементов комплектом с другим профилем направляющего кольца. Фирма поставляет также сдвоенные насосы, имеющие два комплекта насосных элементов в одном корпусе. При соответствующих автоматических клапанах такие насосы используются как двухступенчатые, в которых одна ступень разгружает другую при каком-либо промежуточном давлении или обе ступени работают параллельно на одну линию или независимо друг от друга.
Шиберный насос Denison. Особенностью этого насоса с постоянной подачей является гидравлически уравновешенный в радиальном направлении ротор. Насос имеет два диаметрально противоположных
Фиг. 7. 20. Шиберный нгсос высокого давленая.
подвода и отвода. Другая отличительная черта насоса состоит в усиленных шиберах с внутренней разгрузкой. Шиберы имеют по две уплотненных кромки в месте контакта с направляющим кольцом и на боковых дисках. Внутренние сверления соединяют подшиберные полости с внешними гранями. Подшиберная полость сообщена со всасыванием и нагнетанием только на рабочих участках. В промежутках такое сообщение отсутствует. При прохождении промежуточных участков, спрофилированных по радиусу из центра ротора, разгрузка шиберов достигается автоматически, так как давление в пространстве между уплотнительными кромками шиберов становится равным среднему арифметическому между давлениями всасывания и давлением нагнетания. Этим достигается полная гидравлическая разгрузка шиберов. В проточках в теле шиберов размещены пружины, прижимающие шиберы к направляющему кольцу. Для более полного знакомства с такими насосами следует обратиться к статье [7] конструктора данного насоса.
Общий вид насоса приведен на фиг. 7. 30. Насос состоит из следующих четырех основных частей: корпуса, на котором предусмотрены отверстия для подсоединения нагнетательного патрубка; насосного комплекта, состоящего из ротора, шиберов, направляющего кольца и распределительных дисков; сборки вала, крышки с отверстиями для подсоединения всасывающего патрубка.
119
Вал насоса поддерживается подшипником, установленным в корпусе, и подшипником крышки. Подшипники позволяют применять насос в случаях значительных неуравновешенных наг-рузок на вал. Насос в состоянии нормально работать при радиальной нагрузке в центре вала, равной 300 кг. Ротор установлен на шлицевом валу и вследствие радиальной уравновешенности не требует дополнительных опор.
«Плавающий» насосный комплект агрегата серии TD обеспечи
вает минимальную вероятность повреждения поверхности распреде
Фиг. 7. 31. Характеристика шибео-ного насоса TD30- вязкость масла 72 сст при 38° С, рабочая температура 54° С.
лительных дисков насоса. Вместе с тем, в случае необходимости, последние очень просто заменяются после снятия крышки и насосного комплекта. Для хорошей герметизации по торцам насосного комплекта с боковой стороны корпуса диски прижимаются давлением к направляющему кольцу и ротору. Усилие прижима увеличиваемся вместе с давлением. В тог момент, когда насос не работает и в системе пет давления, начальное усилие прижима, необхо димое для пуска насоса в ход, обеспечивается пружиной.
Фирма поставляет три типоразмера насоса с подачами 60, 83 и 114 л/мин при числе оборотов 1200 в минуту. Насосы поставляются либо правого, либо левого вращения. Пре
дусмотрена простая возможность изменения направления вращения поворотом направляющего кольца в корпусе с фиксацией по имеющимся рискам. Все насосы рассчитаны на продолжительную работу при давлении нагнетания 140 кг!см2 и числе оборотов до 1800 в минуту. Рекомендуемый диапазон вязкостей — от 32 до 72 сст при температуре 38° С. Данные испытаний этих насосов, опубликованные фирмой, показывают, что насосы имеют очень хорошие характеристики.
На фиг. 7. 31 приведены характеристики самого крупного из насосов — TD-30, из которых видно, что величина к. п. д. достигает 90% в широком диапазоне давлений.
7. 4. Радиально- и аксиально-поршневые насосы
Радиально-поршневые насосы. Принцип действия радиально-поршневого насоса с переменной подачей показан на фиг. 7. 32. В насосе имеется блок цилиндров, вращающийся относительно центрального распределительного зала. Вращение блока цилиндров осуществляется от соединенного с ним приводного вала. Масло поступает через радиальное и осевое сверления в распределительном 120
вале к золотниковой прорези, расположенной на дуге, меньшей 180' на величину участка перекрытия. Аналогично нагнетание масла происходит через другую пару сверлений и такую же золотниковую прорезь. В расточках блока цилиндров расположены поршни, которые при вращении блока цилиндров совершают возвратно-поступательное движение, отходя на участке всасывания от центра распре-
Фиг. 7 32. Рядиалъно-порыневой насос с регулируемой подачей.
делительного вала и, следовательно, всасывая масло. Поршни возвращаются к центру вала на участке нагнетания.
На внешних концах поршни опираются на соответствующие башмаки или другие несущие элементы, с помощью которых -усилие от поршня передается на внешний ротор.
Этот ротор также вращается в подшипниках, расположенных в статорном кольце или в скользящем блоке насоса. Способы передачи сил с поршней на внешний ротор определяют основные конструктивные особенности, отличающие насосы такого типа' друг от друга. В остальном все радиально-поршневые насосы весьма похожи между собой.
Па фиг. 7. 33 показан принцип регулирования и реверсирования подачи, применяемый в радиально-поршневых насосах. Статорное кольцо, в котором установлены подшипники внешнего ротора насоса, может смещаться от нейтрального положения, при котором все поршни расположены на равном расстоянии ст центра распределительного вала, в эксцентричное положение в любом из двух направлений. Если внешний ротор расположен так, что его центр вращения
121
совпадает с центром внутреннего ротора, то поршни остаются неподвижными относительно последнего. Это положение показало на фиг. 7. 33, б. Если внешний ротор смещен от оси насоса (фиг. 7. 33, а), поршни совершают возвратно-поступательное движение. Начиная от положения мертвой точки, поршни будут на дуге 180° отходить от центра вала, всасывая жидкость в освобождающееся пространство. На следующих 180° поршни будут приближаться к центру вала,
Фиг. 7- 33. Принцип действия насоса с регулируемой подачей.
вытесняя жидкость из полостей цилиндра. Величина, на которую центр статорного кольца смещен относительно центра внутреннего ротора, определяет величину хода поршня. Этот ход равен двойному эксцентрицитету. Если статорное кольцо смещено в противоположном направлении, как на фиг. 7 33, в, а направление вращения ротора осталось прежним, то изменится направление подачи масла на обратное. Отсюда видно, что радиально-поршневой насос такого типа, как показан на фиг. 7. 32 и 7. 33, весьма просто выполняется с регулируемой подачей. Именно поэтому конструкция промышленных радиально поршневых насосов, выпускаемых различными фирмами, основывается на данном принципе действия. Насосы с регулируемой подачей обладают рядом положительных качеств. Эти насосы позволяют изменять подачу при постоянном числе оборотов привода без дополнительных потерь мощности на дросселирование или бай-122
пассирование. Такие насосы, снабженные соответствующими регулирующими устройствами, хорошо подходят для гидропривода в условиях значительных нагрузок, например для гидропрессов, прокатного оборудования и т. п.
Возможность точного контроля величины подачи привела к тому, что насосы такого типа стали применять в гидроприводах различных металлообрабатывающих станков. Сочетание насоса с гидромотором дает гидропередачу; такие машины рассматриваются в главе 8, Радиально-поршневые насосы хорошо приспособлены и обычно используются для гидросистем с повышенным давлением от 85 до 210 кг! см2. В отдельных случаях такие насосы применяются также в гидросистемах со сверхвысоким давлением, как например описан-
ные ниже насосы клапанного типа.
Кинематика радиально-поршневого насоса. В конструкции насоса, показанной на фиг. 7. 33, поршни имеют чисто гармоническое движение.
На фиг. 7. 34 показан поршень в одном из промежуточных положений. Поршень вращается вместе с цилиндрическим ротором с постоянной угловой скоростью ю. Обозначим эксцентрицитет между внешним и внутренним ротором буквой е. Тогда имеем
х = е — е cos cot, (7. 31)
Фиг. 7. 34. Движение поршня в радиально-поршневом насосе.
где х — величина хода поршня при значении угла, равном <в/.
Мгновенная скорость поршня, пропорциональная величине подачи, равна
= сое sin со/. (7. 32)
Если площадь поршня равна F, тогда величина мгновенной подачи равна
Q( = Fate sin <о/. (7. 33)
В насосе с несколькими поршнями полная мгновенная подача равна сумме мгновенных подач каждого из поршней. Эта величина может быть определена графически з зависимости от угла поворота. Из результатов такого расчета будет видно, что отклонения величины мгновенной подачи от средней выше и происходят реже в насосах с четным количеством поршней. В насосах с нечетным количеством поршней число пиков подачи на ) 80е" угла поворота ротора равно удвоенному количеству числа поршней. Насосы с четным числом поршней имеют число пиков подачи, равное числу поршней. Например, в насосе с шестью поршнями будет шесть пиков подачи на 180°, считая как положительные, так и отрицательные отклонения подачи от среднего значения. При пяти поршнях пиков будет десять. Пики подачи в насосе с шестью поршнями сдвинуты друг относительно
123
друга на 30°, а в насосе с пятью поршнями — на 18°. Мгновенная подача всех цилиндров многопоршневого насоса равна
i=z
Q. = Fw. 2 sin (®/ + , <7.34)
1 = 1
Фиг. 7. 35. Движение поршня в радиально-поршневом насосс.
В насосе с пятью поршня
где z — число поршней в насосе.
Выражение (7. 34) справедливо только для положительных значений sin + Средняя подача многопоршневого насоса
равна
QCp = -^- (7-35)
Неравномерность подачи
1=2
(7-36> хер * \ 4 /
1=1
В насосе с шестью поршнями для
угла 30° = 1,045, что означает
Qcp
изменение подачи па 4,5%. При значении угла, равном 60°, - =
Чср
— 0,906, т. е. отклонение подачи от среднего значения равно 9,4%. при значении угла, равном 18°,
= 1,015 (1,5% отклонения от среднего); при 36° -Я1- — 0,965, хер хер
т. е. 3,5% отклонения подачи от среднего значения. Эти расчеты показывают несомненное преимущество применения нечетного числа поршней по сравнению с четным. Все промышленные насосы этого типа изготавливаются с нечетным числом поршней. Из изложенного видно, что при конструкции насоса, показанного на фиг. 7. 34, поршень совершает чисто гармоническое движение. Однако не все промышленные насосы выполнены с такой кинематикой. В насосе Hele- Shaw с регулируемой подачей применена конструкция поршня и приводной части, в которой наружный конец першня посажен на поворотную ось, размещенную на двух скользящих сегментных опорах во внешнем роторе. Такая конструкция показана схематично на фиг. 7. 35. Здесь
R2 = Р2 — (Р cos ®/)2 + (е + Р cos ®/)2
ил-и
R2 = р* + е2 + 2еР cos ®/,
(7. 37)
откуда
Р2 + 2еР cos оД -ф е1 — R2 О
124
и
Р — — е cos ut ± |/ е2 cos2 со/ — е2 + R2 (7. 38)
или
Р =—ecosoyt±]/R2 — e2sin2<oZ. (7.39)
Для исследования влияния синусоидальной функции под радикалом представим подкоренное выражение в виде бесконечного сходящегося ряда. Предварительно преобразовав выражение (7- 39)
Р ~е cos mt I R | 1----sin2 со/, (7. 40)
получаем
P-=—ecoso>Z-| R ( 1-----sin2 co/----sin4 wZ— . ...V (7,41)
\ Z/y*' O/\ /
Оставляя только два первых члена разложения, имеем
Р = R |1----§"(“£) sinEft^]—ecoswZ; (7.42)
л' — е + R г 1 -fc^wzj—/? — ecosioZ. (7.43)
Выражение (7. 43) соответствует значениям х, возрастающих с и/, т. я. для хода всасывания. Для хода нагнетания (х убывает с ростом со/) имеем
х — е— R j” 1----(“^~) sin8co/] +/? — eccswZ. (7.44)
е2.
Для значений величины -7^ sin2 со/ — 0 уравнения (7. 43) и (7. 44) превращаются в уравнение (7. 31), что верно при бесконечно большой длине шатуна. При R — 10з величина поправки равна 5% для максимального значения sin2 wZ.
Мгновенная величина подачи одного поршня может быть определена из следующих уравнений:
d к I с'2 \
Qt — F —т- — F I ш-D- sin coZ cos ш1 -|- сое sin wZ) ;
Qi = Лог
sin coZ cos <oZ + sin roZ
(7. 45)
Величина колебания подачи будет равна
l=z
Qi л е . / , , 2ni\ / , , 2л(\ , . / , . 2л(\ .с.
= д 1 к S1D Vo/ + v)cos т) + S1U(+ —) • (7> 4b) (=1
125
Уравнения (7. 45) и (7. 46) могут использоваться для определения мгновенной подачи любого из промышленных насосов как при кинематике с чисто гармоническим движением поршней, так и при кинематике, аналогичной шатунно-кривошипному механизму с конечной длиной шатуна.
Скорость вращения и подача радиально-поршневых насосов. Скорость вращения радиально-поршневых насосов колеблется в пределах от 1800 до 600 об/мин, в зависимости от размера насоса. Насосы с подачей от 4 до 60 л/мин могут работать с числом оборотов от 1800 до 1200 в минуту. Диапазон подач от 60 до 115 л!мин покрывается насосами, имеющими числа оборотов от 1200 до 900 в минуту; для 115—-380 л/мин и = 900 т-720 об/мищ для 380—750 л/мин п = = 720 = 600 об/мин. Для подач свыше 750 л!мин применяются насосы с числом оборотов 600 в минуту и ниже.
Размеры диаметра и хода поршней. Из практики конструирования радиально-поршневых насосов известно, что хорошие пропорции насосов получаются при отношении величины хода поршня к его диаметру, равном 0,6—0,65. Обычно в таких насосах выбирается число поршней от 5 до 9 (за исключением насоса Oil^ear, в котором число поршней гораздо больше). Приведенные в табл. 7. 2 данные Таблица 7.2
Диаметр в мм Число поршней Ход поршня в мм Диаметр ’ в мм Число поршней Ход поршня (2е) в мм
13 5 8 38 7 25
19 5 12 50 7 32
25 5 16 04 7 или 9 40
32 7 22
соответствуют удовлетворительным условиям работы радиально-поршневого насоса.
Подача насосов может быть вычислена по уравнениям (7. 35) или, если ввести величину п в об/мин, то
„ Fnez , Q = — леек.
Значения объемного и механического к. п. д. могут быть подсчитаны, как это показано в разделе о шестеренных насосах. Здесь также:
(7. 47)
г)0 = 100%;
Лл = -^100%;
2W. л с
76 Л' "
“ 75Л'„ 'О-
Л^р
126
Величина к. п. д. радиально-поршневого насоса в значительной степени зависит от давления, подачи, конструкции и выполнения насоса, а также от примененного масла. Величина объемного к. п. д. изменяется от 85 до 95% при максимальном расчетном давлении, увеличиваясь при уменьшении давления. Величина механического к. п. д. в нормальном расчетном режиме колеблется от 80 до 90%. Масла, которые рекомендуется использовать в насосах этого типа, имеют, вообще говоря, большие вязкости, чем масла, используемые в насосах шестеренного или шиберного типов. Радиально-поршневые насосы чаете применяются в тяжелых условиях и работают при повышенных давлениях. Большинство фирм рекомендует использовать масла вязкостью от 65 до 220 сст и в отдельных крайних случаях от 32 до 330 сст.
Материалы и конструкция насосов. Радиально-поршневой насос является машиной высокого класса точности и требует соответствующей технологии изготовления. Величины допусков и зазоров для посадок поршней и распределительного вала следует выбирать, исходя из данных табл. 5. 1. Для подбора подшипниковых пар необходимо учитывать рекомендации изготовителей подшипников. Все остальные подвижные детали должны выполняться с минимальными зазорами ходовых посадок и допускать качественную сборку, чтобы узлы эаботали без повреждения поверхности и повышенного трения. Центральный распределительный вал следует изготавливать из стальной поковки, закаливать и цементировать. Проходная площадь сверлений в валу должна выбираться, исходя из значений скорости масла в пределах 1,5—3 м/сек, в зависимости от размера. Распределительные валы могут устанавливаться в крышках на прессовой или на скользящей посадке. Корпусы и крышки насосов могут изготавливаться из стального литья, или из модифицированного чугуна.
В качестве материала для ротора используются как сталь, так и цветные металлы (латунь и бронза). В современных конструкциях обычно используются стали. Поршни насоса изготавливаются из стального проката с последующей цементацией и закалкой. Бронза в паре с чугуном хорошо подходит в качестве материала для башмаков поршней или скользящих сегментов насосов.
В насосе, изображенном на фиг. 7. 32, применены выполненные заодно с поршнями стальные каленые крейцкопфы в сочетании с опорными блоками из бронзы. Шариковые или роликовые подшипники тяжелой серии используются в качестве подвижных опор ротора.
Основные принципы конструирования и вопросы, которые встречаются в процессе разработки насоса, рассмотрены пиже в примере расчета.
Пример. Необходимо сконструировать насос с псдачеь 75 Л/мин- Максимальное давление нагнетания 175 кг/смг. Принимая полный к. п. д. равным 85%, имеем
&Р10 10-75-175
" 75дп 75-60-0,85 34,5
127
Величина геометрической подачи при значении объемного к. п. д. 92,5% равна
Л 75-0 Q1 /
<?г =-- 092'5- = 81 л/мин.
Имея Q — 81 л/мин и принимая п= 1200 об/мин, г = 5, имеем из уравнения (7. 47)
30-1000-81 ,
60-1200-5” ~ ’ CM '
eF =
Принимая е = 9,5 мм, получим F —7,1 см2 и диаметр поршня равным 30 мм. Проходная площадь всасывающих каналов при скорости 1,5 м/сек будет равна
Фиг. 7. 36. Сечение по цилиндрическому ротору и распределительному валику.
81 • 1000 ТГсГТыГ
9 см2.
Так как насос является реверсивным и каждый из трубопроводов может находиться под полным давлением, толщина стенок трубопроводов должна выбираться исходя из величины давления нагнетания. Данной проходной площади соответствует диаметр патрубка, равный 38 мм. Отверстия в распределительном вале рассчитываются, исходя из скорости потока в них, равной 2,5 м/сек-.
Диаметр
отверстия =
4-81-1000
л-60-250-2 ‘
= 19 мм.
После того как четыре отверстия раз-
_ метаются в распределительном вале, полностью определяется его сечение, как показано на фиг. 7.36. Диаметр вала равен67 мм. Расточки цилиндров обычно выполняют с небольшим уменьшением размера в дне, для того чтобы разместить максимальное количество цилиндров вокруг распределительною вала, а также для того, чтобы уменьшить проходную площадь прорези в вале. Площадь в зауженной части должна быть приблизительно вдвое меньше площади поршня, что приводит к диаметру суженной части, равному 70% от диаметра поршня. Прорези в вале приблизительно равны (по ширине) величине узкой части расточки диаметра цилиндра. Прорези фрезеруются на противоположных сторонах вала с учетом промежутков между всасывающей и напорной стороной. Промежутки могут обеспечивать положительные, отрицательные и нулевые перекрытия Если ширина промежутка больше диаметра узкой части расточки цилиндра, перекрытие положительное, меньше — отрицательное, равно—нулевое. В данном случае размер промежутка, равный 22 мм, будет соответствовать нулевому перекрытию. Насосы с нулевыми и отрицательными перекрытиями работают более бесшумно из-за отсутствия кавитации; однако уменьшение подачи в чих за счет протечек несколько выше. Насосы с положительными перекрытиями более шумны в работе, несмотря на эго, они широко распространены. В нашем случае следует принять максимальный размер промежутка равным 25,4 мм, чтобы обеспечить положительное перекрытие.
Взаимосвязь ротора и распределительного вала. Основное назначение распределительного вала заключается, как это видно из названия, в распределении потока масла — подвод к стороне всасывания и отбор из нагнетания. В некоторых конструкциях насосов вал служит также в качестве подшипника для ротора, воспринимающего все действующие на него нагрузки. Такая конструкция принята, например, в насосе Oilgear; на фиг. 7 32 приведена конструкция насоса, в кото-128
рой ротор поддерживается промежуточными подшипниками. Как в том. так и в другом случае сила давления жидкости, находящейся под поршнями, передается через узкую часть расточек цилиндра непосредственно на распределительный вал. Сила от давления жидкости на днища цилиндров передается на ротор. Эта сила частично передается па подшипники ротора и уравновешивается силой давления, действующей на соответствующую площадь между ротором и распределительным валом. В результате, суммарная сила давления передается на распределительный вал. Величина этой силы зависит от числа поршней и положения оси поршней, так как отдельные составляющие силы, действующие на разные поршни, уравновешивают друг друга. На подшипники распределительного зала действует сила от «разделяющего давления», которая равна разности между давлениями всасывания и нагнетания, умноженной на площадь прорези в распределительном вале за вычетом площади расточек под поршни. Эта сила должна быть воспринята подшипниками распределительного вала. Нагрузка па подшипники может быть ограничена путем уменьшения площади, на которую воздействует перепад давления с помощью так называемых разгрузочных канавок. Канавки необходимо расположить так близко друг к другу, как позволяют условия допустимых утечек. Расстояние между подшипниками также должно быть минимальным для уменьшения прогиба распределительного вала. Величина силы вычисляется по уравнению, в котором принимаются только положительные значения sin ( —— I :
Р
i—n
W.d-F^ sin + ) + -1- (UZ2 - WJd
i—l
(7- 48)
где F — площадь поршня;
Wj — ширина прорези в вале;
W2 — расстояние между разгрузочными канавками;
z— число поршней;
d — диаметр распределительного вала.
Эта нагрузка передается на подшипники ротора. Нагрузка на распределительный вал равна
1—Z
R« = Fn (7.49)
>=i
Эта нагрузка может быть воспринята консольным распределительным валом в случае достаточной его жесткости. Можно также предусмотреть меры для устранения прогиба конца вала. В конструкции, показанной на фиг. 7. 32, один из подшипников ротора поддерживает конец вала, а сам ротор имеет внешнюю опору на жестко подсоединен пом приводном валу. Таким образом, подшипник ротора, ближайший к приводному валу, несет двойную нагрузку.
9 Эрнст 1211 129
На фиг. 7. 37 такая конструкция показана схематически. Если принять, что распределительный вал жестко закреплен в крышке, величина силы, нагружающей подшипник, равна [41
Ro = 4- r« (3>~а‘) • 17 5°)
Нагрузки А?! и R2 на подшипники могут быть определены из формул
R,-Ro-4й; - -Ro~- (7-51>
Если распределительный вал консольный или поддерживается на конце отдельным подшипником, то подшипники ротора воспринимают силу только от действия «разделяющего давления».
Фиг. 7. 37. Схема установки ротора с распределительным валом.
Фиг. 7. 38. Другой вариант схемы установки ротора с распре-. делительным валом.
Продолжим наши расчеты для случая установки опор, как показано на фиг. 7. 32 и 7. 37. Подставляя известные величины в уравнение (7. 48), принимаем W2 = 50 мм, а вместо выражения суммы среднюю величину, равную 1,6, получим /?„ = 2300 кг.
Расчет по уравнению (7. 49) дает Rg = 1970 кг.
/ с
Принимая величину — равной 2,5 и-—- 1,35, имеем по уравнению (7. 50) Ra = 401 кг, Rt = 700 кг, R2 = —299 кг.
Полная нагрузка на подшипники равна:
1150 [- 700 = 1850 кг в точке приложения R^,
1150 — 299 = 851 кг в точке приложения R2.
Если бы использовалась конструкция, схематично показанная на фиг. 7. 38, тогда нагрузка на каждый подшипник ротора составляла бы 1150 кг, а нагрузка на подшипник, поддерживающий консоль распределительного вала, равнялась бы 401 кг (если оставить значение — равным 2,5 : 1). На основании расчетных нагрузок выбираются подшипники. При этом следует иметь в виду, что большинство изготовителей подшипников считают необходимым уменьшить допускаемые нагрузки на подшипник при вращающемся внешнем кольце. 130
В опорах насоса, показанного на фиг. 7. 32, предусмотрены кони-ческие роликовые подшипники, предварительно нагруженные для полной ликвидации радиального люфта. Это предотвращает возмож ность непосредственного контакта распределительного вала и ротора, если прогиб вала меньше радиального зазора и если деформация подшипников минимальная. Такая система требует применения прецизионных подшипников.
Диаметральный зазор между распределительным валом и ротором следует выбирать в пределах от 0,025 до 0,00 мм (см. табл. 5. 1).
В насосе, показанном на фиг. 7 32, необходимо обеспечить смещения внешнего ротора па величину, равную 9,5 мм, в обе стороны от нейтрального положения. Внешний ротор опирается на подшипники качения; нагрузка на каждый из подшипников равна силе [уравнение (7.49)1, в нашем случае 1970 кг. Кольцо, в котором расположен внешний ротор, должно быть размещено в насосе с учетом возможности его смещения и фиксации в любом положении до эксцентрицитета ±9,5 мм.
Конструкция поршней и крейцкопфа. Поршни устанавливаются в цилиндрах с зазором от 0,015 до 0,035 мм. Опорная длина поршней в цилиндре должна быть по крайней мере вдвое больше его диаметра. Весьма важно иметь опору скольжения как можно ближе
расположенной к опорной поверхности площади поршня для уменьшения изгиба его тела силами, возникающими при наличии крутящего момента на валу насоса (см. главу 8).
Сила, действующая вдоль оси поршня, передается па внешний ротор через опоры, которые допускают перемещение крейцкопфа поршня относительно внешнего ротора. В этом случае при изменении переносной скорости поршней при их относительном движении в радиальном направлении поршни могут самоустанавливаться на внешнем роторе.
В насосе на фиг. 7. 32 использована кинематика в соответствии с фиг. 7. 34. Применены Т-образные поршни, скользящие по направ ляющим внешнего ротора.
Удельное давление на эти опоры равно приблизительно 35 кг/см2. Для того чтобы улучшить образование масляного слоя на опорной стороне поршня, поверхность этой стороны снабжается клинообразными скосами, как показано на фиг. 7. 39.
На этих скосах образуется масляный клип, который обеспечивает нормальную работу опор. На поршнях предусмотрены разгрузочные канавки.
Смазка. Утечка масла через зазоры поршневой пары и между ротором и распределительным валом обеспечивает смазку подшипников и других подвижных деталей. В насосе необходимо
9’ 131
Фиг. 7. 39. Конструкция поршня радиального насоса.
предусмотреть сверления, по которым смазка может попадать в необходимые места. Внешний ротор следует хорошо уплотнить, для того чтобы крейцкопфы поршней находились в масляной ванне. Для крупных насосов и тяжелых условий работы рекомендуется применять дополнительную независимую систему смазки, которая обеспечила бы также и охлаждение насоса. В этом случае необходимо предусмотреть отвод смазки в масляный резервуар.
Фиг. 7. 40. Насос Hele-Shaw с регулируемой подачей.
Описание промышленных образцов насосов и их характеристик. Насос Hele-Shaw. Этот насос, выпускаемый фирмой American Engineering Со, по-видимому, является старейшим из всех промышленных насосов такого типа.
Сконструированный доктором Н. S. Hele Shaw в Англии в начале первой мировой войны для гидропривода рулевого управления кораблем и других вспомогательных нужд этот насос с тех пор постоянно изготавливается.
Кинематика насоса соответствует показанной на фиг. 7. 35. Поршни подвешены на поворотных пальцах, установленных в сегментных башмаках, которые размещены в половинках внешнего ротора. Как видно из фиг. 7. 40, внешний ротор опирается на шариковые подшипники и приводится во вращение моментом от сил трения в сегментных башмаках при вращении внутреннего ротора. Сегментные башмаки воспринимают разницу в окружных скоростях при относительном перемещении поршней в радиальном направлении, 132
Надо отметить, что все радиально-поршневые насосы отличаются совершенной динамической балансировкой, так как центр тяжести вращающихся деталей этих насосов всегда совпадает с центром вращения вне зависимости от наличия эксцентрицитета между двумя роторами. Половинки внешнего ротора выполнены из высокоуглеродистых стальных отливок и стянуты болтами для создания герметичного соединения, при котором обеспечивается хорошая смазка сегментных опор. Скользящие блоки, в которых находятся подшипники внешнего ротора, допускают его смещение. Эти блоки имеют
направляющие в крышках насоса. Штоками, связанными с блоками, осуществляется любое изменение положения внешнего ротора в пределах эксцентрицитета для достижения желаемой величины подачи. Ротор опирается на шариковые подшипники, расположенные в крышках насоса, и вращается относительно неподвижного распределительного вала, который консольно укреплен в торцовой крышке насоса. Давление масла в зазоре между валом и ротором рассчитывается так, чтобы поддерживалось надлежащее совместное расположение этих элементов.
Фиг. 7. 41. Насос Hele-Shaw марки IHR-30.
Фирма-изготовитель рекомендует применение масел с вязкостью 132—330 сст в зависимости от условий работы. Температура масла не должна превышать 50°С. Величина возможного давления 210 кг!см?.
Серия насосов выпускается в 10 типоразмерах с подачами от 14 до 455 л!мин при числах оборотов от 1200 до 600 в минуту для крупнейших насосов. Диапазон давлений от 210 до 140 кг/см2. Выпускается также ряд насосов пониженного давления, состоящий из 9 типоразмеров и имеющих предел по подаче 570 л/мин. и предел по давлению 85 кг/см?.
Как и все радиально-поршневые насосы, эти насосы могут поставляться с системой автоматического или ручного управления.
Описание этих систем приводится в данной главе.
На фиг. 7.41 показан насос Hele-Shaw для тяжелых условий работы на подачу 420 л!мин при давлении 210 кг!см?.
В конструкции сохранена первоначальная кинематика с конечным размером шатуна (фиг. 7. 35 и 7. 4G), однако пальцевое крепление поршней И скользящие сегментные башмаки, состоящие из двух
133
деталей, заменены на поворотный монолитный ползун, шарниром соединенный с поршнем. Такая конструкция обеспечивает полную самоустанавливаемость ползуна относительно внешнего ротора вне зависимости от прогиба или несоссности деталей. Поршни гидростатически уравновешены по методу, поясненному выше на фиг. 5. 7. Поэтому опорная поверхность ползуна и промежуточный шарнир получаются плавающими благодаря действию перепада давления.
На фиг. 7. 42 показана конструкция крейцкопфа поршня. Кольцевая канавка, сообщенная отверстиями с внутренней поверхностью ползуна, ограничивает нагруженную гидростатическим давлением площадь. Коробчатое поперечное сечение крейцкопфа позволяет
Фиг. 7. 42. Конструкция поршня и крейцкопфа насоса марки IHR-30.
максимально приблизить направляющие поршня к опорной поверхности крейцкопфа. Первоначальная консольная конструкция распределительного вала заменена непосредственной посадкой ротора на вал на конических роликовых подшипниках. Вспомогательные агрегаты насоса расположены снаружи корпуса. Это позволяет применять насос в гидросистеме с переменным направлением потока жидкости без установки дополнительных клапанов.
На фиг. 7. 43 показана вспомогательная гидросистема с использованием условных обозначений ЛС (см. главу 11).
Вспомогательный насос прифланцован к тыльной части основного корпуса. Привод вспомогательного насоса осуществлен шлицевым валом, проходящим внутри распределительного вала, от основ ного приводного вала с числом оборотов 900 в минуту.
Вспомогательный насос мощностью 6 л. с. работает при давлении нагнетания, равном 25 кг/см?.
Подача насоса составляет 84 л/мин. Вспомогательный насос выпол- • няег следующие функции:
1) питание регулирующей системы основного насоса;
2) циркуляцию смазки в системе охлаждения;
3) дополнительную смазку;
4) подпитку основной масляной системы.
Вспомогательный насос подает масло в систему, регулирующую эксцентрицитет основного насоса, Предусмотрено управление насосом от электрического сигнала, 134
Мощность вспомогательного насоса достаточна для перемещения вЛшнего ротора из одного крайнего положения в другое за 0,4 сек. На напорной стороне вспомогательного насоса перед переливным клапаном имеется дроссельное отверстие, через которое постоянно подается около 15 л/мин для дополнительной смазки роликовых подшипников и других движущихся деталей насоса. После переливного клапана масло протекает через обратный клапан в сливную магистраль основной гидросистемы. Обратный клапан предусмотрен для того, чтобы гидравлические удары в основной гидросистеме
Фиг. 7. 43. Вспомогательная гидросистема насоса Hele-Shaw IHR.
не передавались во вспомогательную. Расход вспомогательной системы проходит через отдельный переливной клапан в резервуар при малом противодавлении.
Если давление в основной системе падает ниже того, на которое рассчитан переливной клапан вспомогательной системы, то обратный клапан пропускает жидкость от вспомогательного насоса на пополнение системы. При этом подача насоса ограничена настройкой предохранительного клапана сливной магистрали основной системы.
В системе предусмотрен двухходовой распределительный клапан, который обеспечивает совместное действие насоса и гидроцилиндра двойного действия с разными рабочими площадями поршня, а также обеспечивает снятие давления с полостей цилиндра. Клапан имеет гидравлическое управление. Давление от насоса подводится к одной стороне клапана, а другая сторона сообщается со сливной магистралью. Оба трубопровода, сообщающие основной насос с резервуаром, снабжены обратными клапанами. На каждой из напорных магистралей устанавливается также по переливному клапану для ограничения максимального давления в гидросистеме.
135
На фиг. 7. 41 показан насос с двумя переливными клапанами основной системы, установленными на корпусе, и дополнительном переливным клапаном, установленным между ними.
Трубопровод, который виден в верхней правой части фигуры, служит для подвода масла к двухходовому распределительному клапану, расположенному под вспомогательным насосом. К этому трубопроводу может быть подключен масляный холодильник. Обратные
Фиг. 7. 41. Радиально-поршневой насос НРМ.
клапаны основной системы расположены в нижней части корпуса насоса. Насос сконструирован для непосредственной установки на резервуаре. Всасывающий и сливной трубопроводы проходят внутри фланца.
Динамометрические испытания опытного насоса в лаборатории компании показали, что объемный к. п. д. насоса равен 95%, а механический — 82%.
В серийном насосе предполагается некоторое увеличение механического к. п. д.
Радиально-поршневой насос НРМ. Этот насос сконструирован автором и является продукцией фирмы Hydraulic Press Manufacturing Со. Насос, показанный на фиг. 7. 44, имеет кинематику с чисто гармоническим движением поршней, анализ которой (см. фиг-. 7. 34) приведен выше. Поршни изготавливаются заодно с опорой, имеют Т-образную форму и выполняются из стальных поковок. 136
Опора поршня размещается в направляющих двух половинок внешнего ротора, как показано на фиг. 7. 45.
Цилиндрический ротор установлен непосредственно на распределительном валу на прецизионных роликовых подшипниках фирмы Timken, предварительно затянутых для полной ликвидации люфтов. В конструкции предусмотрена такая величина зазоров, при которой деформация распределительного вала не может привести к металлическому контакту между ротором и валом даже при самых тяжелых условиях работы.
Первоначальная установка подшипников на распределительном валу может быть восстановлена после перемонтажа путем поджатия подшипников регулировочной гайкой, расположенной снаружи втулки вала. ! Распределительный вал плотно посажен в задней крышке насоса и имеет отверстия и прорези обычного типа.
Передвижное кольцо, в котором размещен внешний ротор, может перемещаться с помощью регулирующих штоков с резьбой, выходящих через корпус насоса. Для перемещения кольца могут использоваться разнообразные устройства как автоматического, так и ручного типов.
Насос может быть оборудован встроенным насосом с меньшей скоростью вращения, как показано на фиг. 7. 46. <
Оригинальная компоновка позволяет в качестве привода вспомогательного насоса использовать одну из шестерен насоса. Вспомогательный насос служит для подвода дополнительной смазки i coca, питания маслом под давлением и других целей.
Внешний вид насоса показан на фиг. 7. 47.
Насосы выпускаются на диапазон подач от 4,5 до 700 л/мин как реверсивные, так и с одним направлением подачи. Величиной расчетного давления считается 175 кг!см2. Однако насосы успешно работали при давлении 210 кг/с.и2 и выше. На фиг. 7. 48 показаны габаритные размеры насоса.
Фирма рекомендует применение масел с вязкостью от 165 до 220 сст при температуре 38° С для тяжелых условий работы. В обычных условиях максимальнодопустимая температура равна 50° С; вместе с тем насосы успешно работали и при температурах до 63° С.
Насос Oilgear. Этот насос изготавливается фирмой Oilgear. Эта компания одна из первых начала создавать гидропривод и использовать его для промышленных целей.
Фиг. 7. 45. Блок поршня с направляющими.
; деталям основного на-регулирующих устройств
137
Насос, выпускаемый компанией, прошел длительный процесс совершенствования от первоначального варианта до современного, основанного на использовании вращающегося поршня.
Фиг. 7. 46. Встроенный вспомогательный насос.
Фиг. 7. 47. Радиально-поршневой насос НРМ.
Поршень, выполненный из стали с
вращающегося относительно стального
головкой в форме ролика, кольца, позволил сократить
Фиг. 7. 48- Размеры насоса НРМ на подачу 192 л/мин.
число рабочих деталей до минимума и добиться бесшумной и равномерной работы возвратно-поступательного механизма при повышенных числах оборотов и изменяемом ходе.
1.38
Фирма выпускает насосы как с постоянной, так и; с оегули-руемой подачей.
Насосы с регулируемой подачей. Насос с регулируемой подачей (фиг. 7, 49) состоит из распределительного вала, блока цилиндров с семью или более прецизионно-установленными поршнями, одного или более колец внешнего ротора и скользящего блока. Блок цилиндров с'антифрикционным покрытием внутренней поверхности вра-
Фиг. 7.49. Насос Oilgear с регулируемой подачей:
1 — скользящий блок; 2 — внешний ротор; 3 — распределительный вал;
4 — блок цилиндров; 5 — шестеренный насос,
щается па зафиксированном стальном закаленном распределительном валу, запрессованном в корпус. Плавающая соединительная муфта, имеющая шлицевое соединение с приводным валом, расположенным на опорах из шариковых подшипников, передает вращение блоку цилиндров.
Поршни с роликовыми головками на внешних концах изготовлены из твердой подшипниковой стали. Поршни постоянно прижи маются образующими конусных роликовых голозок к аналогичным образующим стальных колец под действием центробежной силы и давления, создаваемого встроенным шестеренным насосом. Внешний ротор и его крышка размещаются па крупных шариковых подшипниках. Вращение от блока цилиндров передается внешнему ротору в месте контакта вращающихся поршней со стальным кольцом. Внешний ротор размещен в скользящем блоке. Скользящий блок установлен
139
внутри корпуса на четырех горизонтальных направляющих и присоединен к регулирующему механизму, с помощью которого может изменяться рабочий ход поршней.
На фиг. 7. 49 показано регулирующее устройство с ручным приводом, состоящее из шпильки, прифланцованной к подвижному блоку, длинной регулирующей гайки, маховика и запорной гайки.
С помощью маховика можно точно установить положение скользящего блока и, следовательно, величину подачи насоса. С проти
Фиг. 7. 50. Нейтральное положение насоса Oilgear:
1 — корпус; 2 — скользящий блок; 3 — внешний ротор; 4 — блок цилиндров; 5 — поршень; 6 — распределительный вал; 7— направляющее кольцо.
воположной стороны пружины прижимают скользящий блок к регулирующему механизму. Могут быть также предусмотрены другие регулирующие устройства для ручного или автоматического смещения скользящего блока.
Со стороны приводного вала в корпус встроен шестеренный насос для питания контрольных механизмов, смазки распределительного вала и цилиндра и подпитки основной системы. На нереверсивных насосах с переменной подачей к днищу корпуса прифланцовывается объединенный клапан для всасывающей и сливной линии. В реверсивных насосах с регулируемой подачей используются двухходовые автоматические клапаны для каждой линии.
Насосы снабжаются встроенными переливными клапанами для ограничения давления основного и вспомогательного насосов.
Принцип работы данного насоса аналогичен принципу работы радиально-поршневых насосов, рассмотренных ранее. Отличительной его особенностью является применение вращающихся поршней, более подробно описанных ниже.
В тот момент, когда оси блока цилиндров и внешнего ротора совпадают (фиг. 7. 50), поршни не совершают возвратно-поступательного движения и, следовательно, нет подачи масла. При перемещении скользящего блока влево с помощью регулирующего механизма поршни начинают совершать возвратно-поступательное движение, засасывая масло из нижнего отверстия распределительного вала и нагнетая масло в верхнее отверстие (фиг. 7. 51).
При несовпадении осей блока цилиндров и внешнего ротора различия в радиусах от центра блока цилиндров до точек контакта различных головок поршней с конической поверхностью направляющего кольца приводят к тому, что головки двигаются быстрее
140
или медленнее, чем точки их контакта с направляющим кольцом. Разница в скоростях компенсируется медленным частичным вращением каждого поршня в своем гнезде в одном направлении на протяжении половины оборота ротора и в другом направлении на другой половине оборота. .
Таким образом, поршни одновременно вращаются и совершают возвратно-поступательное движение. Если скользящий блок смещается вправо от центра блока цилиндров с помощью регулирующего механизма (фиг. 7. 52), поршни приходят в возвратно-посту-
Флг. 7.51. Положение нассса Oilgear, отвечающее максимальному ходу влево.
Фиг. 7. 52. Положение насоса Oilgear, отвечающее максимальному ходу вправо.
петельное движение, при котором всасывание происходит из верхнего отверстия распределительного вала, а нагнетание — в нижнее. Положение и перемещение скользящего блока поддается точному контролю, что обеспечивает возможность плавного бесступенчатого регулирования подачи от нуля до максимума в любом направлении.
Возвратно поступательное движение поршней носит характер гармонического с поправкой на конечную длину шатуна, как показано на фиг. 7. 35.
Некоторое дальнейшее усложнение здесь вносится тем фактом, что точка контакта между поршнем и ротором постоянно перемещается, изменяя таким образом длину шатуна. Однако величина поправки, вносимая этим усложнением, пренебрежимо мала и поэтому не подлежит рассмотрению.
Насосы. Oilgear с постоянной подачей. На фиг. 7. 53 показан насос с постоянной подачей, выпускаемый той же компанией. Агрегат работает на том же принципе, что и насос с переменной подачей. Его единственным отличием является крепление подшипников внешнего ротора в корпусе, а не з скользящем блоке с заранее установлен-
141
ним эксцентрицитетом по отношению к блоку цилиндров. НасоСное действие обеспечивается вращением блока цилиндров, так же как и в насосе с регулируемой подачей. Насосы обычно снабжаются прифланцованным снаружи переливным клапаном, ограничивающим давление в системе, и поставляются кек со встроенным шестеренным насосом, так и без него.
Машины фирмы Oilgear отличаются очень высокими значениями к. п. д. в широком диапазоне давлений. Величина полного к. п. д. достигает 90% в серии насосов для низкого давления.
Фиг. 7. 53- Насос Oilgear с постоянной подачей:
1 — внешний ротор; 2 — поршень; 3 — распределительный вал; 4 — блок цилиндров.
В том случае, если рабочая температура масла в насосе превышает 7 °C, фирма рекомендует применять масла с вязкостью 65 сст при температуре 38 °C.
Фирма поставляет три серии типоразмеров насосов. Серия 1100 *— для постоянных давлений до 77 кг!см1 2 при максимальном давлении до 95 кг/с.и2; серия 1700 —для постоянного давления 120 кг/см2 и предельного 144 кг/см2 и серия 2500 — для постоянного давления 175 кг!см2 и предельного до 210ка/сж2. Применяемые числа оборотов от 1200 до 900 в минуту в зависимости от размера. Диапазон подач от 6,4 до 640 л/мин. Все насосы выпускаются как в реверсивном, так и нереверсивном исполнении с регулируемой и постоянной подачей.
Компания выпускает также реверсивные и нереверсивные сдвоенные насосные агрегаты с постоянной и регулируемой подачей, кото-
1 Номером серии является расчетная величина давления насоса, выраженная в фунтах на квадратный дюйм. — Прим, перев.
142
рые состоят из радиально-поршневого насоса стандартной конструкции и высокопроизводительного шестеренного насоса, рассчитанного на низкое давление нагнетания (до 18 кг/см2). Эти агрегаты выпускаются различных размеров и на разные давления нагнетания обшей мощностью от 2 до 60 л. с. Объединенная подача обоих насосов обеспечивает быстрое перемещение приводимого механизма при давлении нагнетания до 18 кг/см2. При превышении этого давления шестеренный насос автоматически отключается и только поршневой насос остается в работе
Оба насоса объединены в одном корпусе. Автоматический пере ливной клапан, предназначенный для отключения шестеренного насоса, встроен в кронштейн приводного вала агрегата. Оба насоса работают на один напорный трубопровод; поэтому направление подачи не может быть изменено внутри насоса. Желаемое изменение направления подачи или байпассирования ее части осуществляется с помощью отдельного регулирующего клапана.
Такие агрегаты могут быть поставлены с любым видом регулирующих устройств, применяемых в радиально-поршневых насосах.
Радиально-поршневые насосы неротор н ого типа. Применение центрального распределительного вала налагает некоторые ограничения на величину давления, достигаемого в насосе. Эпи ограничения связаны, во первых, с наличием неуравновешенных сил давления жидкости, а также с утечками жидкости по зазорам. Оба эти фактора при повышенных давлениях ухудшают как объемный, так и механический к. п. д. насоса.
Для получения более высоких давлений были разработаны радиальные клапанные поршневые насосы. В этих насосах имеются неподвижные цилиндры, и поршни приводятся з движение со стороны оси вращения вала.
Так как поршни приводятся в движения коленчатым валом, эти насосы по своему принципу действия являются насосами с постоянной подачей.
Применяются различные способы осуществления движения поршней, причем в одних схемах кинематика приближается к условиям работы привода с бесконечным шатуном, в других — с шатуном конечной длины.
Примером применения первой кинематической схемы является насос Seco, выпускаемый фирмой Simplex Engineering Со, Ohio. Продольный разрез этого насоса показан на фиг. 7. 54. На при водном валу, установленном на роликозых подшипниках, эксцентрично закреплен на своем роликовом подшипнике призматический элемент, имеющий столько граней, сколько поршней в насосе. Все поршни прижимаются к граням элемента пружинами. Масло поступает внутрь полых поршней через обратные шариковые клапаны и вытесняется в полость нагнетания через аналогичные клапаны, по нагруженные пружинами.
Конструктивные особенности насоса позволяют создавать весьма з н ач и тел ьн ые давления.
J13
Шариковые клапаны обеспечивают полную герметичность, однако одновременно ограничивают максимальное число оборотов насоса. Допустимая для насоса скорость вращения лежит в пределах, применяемых для моторов.
Всасыванию масла в насос помогает инерция шарикового клапана, установленного в поршне.
Особое значение для получения высокого давления имеют полые поршни. Толщина стенок поршней такова, что под действием давления они расширяются, стремясь уменьшить зазор между поршнем
Фиг. 7. 54. Насос Seco:
1 — корпус насоса; 2 — нагнетательный клапан; 3 — проставок на всасывании; 4 — внутренний роликовый подшипник; 5 — роликовый подшипник эксцентрика; 6 — роликовый подшипник со стороны привода; 7 — сдвоенный шариковый радиально-упорный подшипник; 8 — уплотнение; 9 — эксцентриковый вал; 10 — всасывающий клапан; 11 — полый поршень.
и корпусом при повышении давления. Таким образом, зазоры при высоком давлении доводятся до минимальных и сохраняют допустимую величину при низком давлении.
В насосах высокого давления опоры поршней обычно гидростатически уравновешены. Особенностью конструкции насоса является относительно большие рабочие пространства. В результате при повышенных давлениях в насосе получается кажущееся уменьшение объемного к. п. д.
Кажущееся уменьшение объемного к. п. д. насоса не создает потери мощности, так как мощность, использованная на сжатие масла, при ходе нагнетания будет возвращена вследствие уменьшения потребляемой приводом мощности во время хода всасывания.
Как и у всех насосов клапанного типа, в данных насосах циклы всасывания и нагнетания выполняются при автоматическом открытии клапанов Нагнетательный клапан не откроется, пока не вырав няются давления в насосе и отводящем трубопроводе. Точно так же не откроется и всасывающий клапан до того момента, пока давление 114
в цилиндре при ходе всасывания не достигнет величины давления зо всасывающем трубопроводе. Это устраняет удары, типичные для насосов с золотниковым распределением из-за защемления объема жидкости в цилиндрах при прохождении зоны перекрытий на золотниковом элементе. Соответственно работа клапанных насосов получается более бесшумной. В насосе возможно выключение одного или более цилиндров и за счет этого уменьшение подачи. Возможна 1акже и раздельная от основной подача одного цилиндра или группы цилиндров.
Насос Seco выпускается в пяти типоразмерах с подачей от 2,5 до 19 л/мин при давлении нагнетания до 700 кг/см2.
Фирма разработала также оригинальную схему регулирования подачи этого насоса, который по своему принципу действия является нерегулируемым. Это достигнуто размещением всасывающего клапана не в поршне, а в корпусе насоса и сообщением полости корпуса с линией нагнетания через дроссельные отверстия. Тогда давление в корпусе, преодолевая действие отрегулированных пружин поршней, стремится остановить возвратное движение поршня, так что на какой-то части оборота поршень отделяется от призматического эксцентрика. Результатом является уменьшение хода поршня и подачи. Естественно, что уменьшение подачи до нуля здесь невозможно. Естественно также, что в этой схеме контакт поршня и призматического эксцентрика происходит при конечных скоростях. Кроме того, поток масла носит пульсирующий характер [7].
Аксиально-поршневые насосы. Аксиально-поршневые насосы впервые были разработаны около пятидесяти лет назад в качестве генератора гидравлической энергии для передач. Первоначально они использовались только в диапазоне средних давлений. В последнее время эти агрегаты значительно усовершенствованы и сейчас применяются для длительной работы на высоких давлениях и некоторые специальные конструкции — для сверхвысоких давлений. Возможность работы при значительных давлениях в сочетании со способностью перекачивать значительные объемы жидкости при весьма малых собственных размерах и относительно малой инерции вращающихся деталей обеспечили аксиально-поршневым насосам широкое применение в самых различных гидросистемах.
В настоящее время выпускаются насосы с подачей до 8700 л/мин.
Наиболее совершенными по конструкции являются насосы Vickers и Vickers-Waterbury, причем как те, так и другие выпускаются отдельно и в виде объединенных гидропередач. Ввиду того что гидро-моторы и гидропередачи рассматриваются в главе 8, в настоящей главе будут описаны только аксиальные насосы. Принцип работы и устройство насосов этого типа лучше всего изучить на примере широко известного агрегата Waterbury фирмы Vickers inc. На фиг. 7. 55 показана конструкция типового агрегата в разрезе. Насосный узел полностью заключен в корпус, рассчитанный на сравнительно небольшую величину давления масла, осуществляющего
Ю Эрнст 1211 145
смазку и охлаждение подшипникоз агрегата. Главный вал насоса опирается по концам на роликовые подшипники и снабжен со стороны привода манжетным и торцовым уплотнением. Как видно из фигуры, все основные узлы, необходимые для работы гидроси-
Фиг. 7. 55. Насос Vickers-Waterbury:
1 — рычаг управления; 2 — золотник управления; 3 — всасывающее или нагнетательное окно; 4 — вспомогательный насос для питания системы управл;‘ния и циркуляции смазки;
5 — плита золотникового диска; 6 — золотниковый диск; 7 — клапаны подпитки — обратный и разгрузочный; разгрузочные клапаны основной гидросистемы — на другой стороне; 8 — основной вал; 9 — поршень; 10 — блок цилиндров; // — шток поршня; 12— кардан; 13 — поворотная шайба; 14 — радиальный подшипник; 15 — упорный подшипник; 16—дренаж; 17— корпус поворотной шайбы; 18 — масляное уплотнение; 19 — сервопоршень управления ходом; 20 — подшипник (поз. 8—15—вращающаяся группа).
стемы, — регулирующие устройства, переливные клапаны, под-ниточные клапаны и вспомогательный насос — собраны в один компактный узел.
Золотниковый диск. Золотниковый диск имеет тщательно обработанную поверхность, относительно которой происходит вращение, блока цилиндров; в диске имеются два полукольцевых окна, через которые всасывается и нагнетается масло. При вращении блока цилиндров с поршнями расточки цилиндров происходят последо-146
вателыю мимо окон, так что в одно окно постукает масло, а через другое масло вытесняется в полость нагнетания. Расположение окон видно в левой части фиг. 7. 56.
Золотниковая плита. В золотниковой плите размещены все необходимые для работы гидросистемы элементы: переливные клапаны, подпиточный обратный и подпиточный переливной клапаны. Подпиточные клапаны служат при работе в замкнутой гидросистеме для пропуска в случае необходимости масла, подаваемого вспомогательным насосом па всасывание основного насоса.
Фиг. 7. 56. I [асос Vickery-Waterbury в разобранном виде*
В золотниковой плите размещается также задний подшипник вала насоса.
Корпус поворотной шайбы. В корпусе размещается упорный роликовый подшипник, на который опирается поворотная шайба насоса, приводимая во вращение от вала насоса через кардан. Шайба может быть установлена под любым углом в пределах 20° в обе стороны по отношению к вертикальной оси. Величина и направление подачи насоса определяются наклоном шайбы. Угол наклона шайбы изменяется и устанавливается с помощью двух гидроци-линдроз.
Для работы гидроцилиндров предусмотрена отдельная масляная система питания через вращающийся золотник от вспомогательного насоса. Вспомогательный насос приводится от вала основного насоса.
Система регулирования позволяет изменять ход поршней насоса с помощью специального вала, на котором момент меняется от 2,3 до 23 кгем Реверсирование насоса, имеющего подачу 378 л/мин от максимальной подачи в одном направлении до максимальной подачи в другом достигается в течение 0,06 сек.
10* 147
Могут быть также установлены другие виды регулирующих устройств — как автоматические, так и с ручным приводом.
Блок цилиндров. Блок цилиндров содержит 9,11 или 13 цилиндров, тщательно обработанных в жестких допусках. Блок установлен на шпоночном соединении на основном валу насоса.
Пружина, расположенная между тыльной стороной блока и буртом вала, прижимает блок к золотниковому диску в тот момент, •когда нет давления в насосе. В процессе работы блок цилиндров прижимается к диску силой, пропорциональной рабочему давлению в насосе.
Поршни. Тщательно шлифованные поршни установлены с минимальным рабочим зазором в расточках блока цилиндров. Каждый поршень присоединен к поворотной шайбе соединительным штоком с шаровыми шарнирами на концах. Штоки имеют сквозные сверления, через которые к шарнирному соединению и подшипникам насоса поступает смазка.
Концы штока закрепляются с помощью разрезных втулок, стянутых колпачковыми гайками.
В поворотной шайбе закреплено соответствующее количество бронзовых вкладышей с гнездами под шаровой шарнир штока. На тыльной стороне шайбы расположено кольцо роликового под шипника, воспринимающего осевые силы со стороны поршней. Корпус поворотной шайбы имеет внутренние приливы, в которых расположены кдрманы для штоков карданного камня. Вал соединен с поворотной шайбой с помощью двойного кардана, собранного в один узел.
Работа насоса. Если поворотная шайба на фиг. 7. 55 помещена в нейтральное положение, при котором плоскость шайбы перпендикулярна Оси вала, то вместе с вращающимся валом будут вращаться: шайба, блок цилиндров, штоки поршней и сами поршни. Однако при этом не будет осевого перемещения поршней и, следовательно, насос не будет подавать масло. Если с помощью рычага управления поворотная шайба отклоняется от вертикальной оси в положение, показанное на фигуре, и если допустить, что вал насоса вращается по часовой стрелке, то все поршни, вращающиеся по нижней дуге, будут двигаться вдоль оси цилиндра по направлению к золотнико вому диску, вытесняя масло через полукольцевое окно в золотниковом диске.
Аналогично все поршни, вращающиеся по верхней дуге, будут перемещаться вдоль оси по направлению от золотникового диска и будут засасывали масло через окно золотникового диска на этой части дуги.
Таким образом, нижнее окно золотника становится нагнетательным, а верхнее — всасывающим. Оба окна разобщены промежутками, через которые отверстия цилиндров проходят при положениях поршней в мертвых точках, что позволяет эффективно отделить зону всасывания от зоны нагнетания. Легко видеть, что величина подачи насоса является функцией угла поворота корпуса шайбы. Ясно также, 148
что если повернуть шайбу в направлении, противоположном описанному выше, направление подачи насоса изменится на обратное.
Подача, мощность и к. п. д. насоса. Подача аксиально-поршневого насоса может определяться тем же путем, как и подача радиально-поршневого насоса [уравнение (7 47)].
Средняя подача насоса равна
„ Гпег .
О = - -о?г~ Мсек,
где е — эксцентрицитет, равный г sin 0, в дм;
0 — максимальный угол наклона шайбы;
г — радиус шайбы по центрам гнезд под шариковые шарниры штокоь в дм;
F — площадь поршня в дм*.
Если штоки поршней параллельны осям цилиндров насоса при положении поршней ’в мертвых точках, тогда
е = R tg 0,
где R — радиус окружности, проходящей через оси расточек блока цилиндров. Величины мощности и к. п. д. насоса могут быть выражены так же, как в уравнениях (7. 2) — (7. 7).
Значения к. п. д. в насосах такого типа весьма велики. Насосы Vickers-Waterbury имеют общий к. п. д., равный 90%, в пределах от 60 до 120% от максимальной нагрузки. В насосах достигнуто значение объемного к. п. д., равное 97%, при расчетной нагрузке. При меньших нагрузках значения полного к. п. д. уменьшаются. Причины таких высоких значений к. п. д. в аксиально-поршпевых насосах заключаются в следующем;
1. Потери на утечки минимальны вследствие применения гидравлически уравновешенного золотникового диска и минимальных зазоров между поршнями и цилиндрами.
2. В конструкции использованы опоры качения, обеспечивающие минимальные потери трения К той же цели приводит применение шаровых шарниров в соединительных штоках поршней.
3. Передача энергии происходит па минимальном расстоянии от центра вращения. Это уменьшает до минимума момент от сил трения.
Фирма рекомендует применение масел вязкости до 70 сст при 38 °C. Оптимальная рабочая температура около 50 °C. При использовании соответствующих жидкостей насосы могут эксплуатиро ваться при температурах от —35 до +77° С и выше.
Рабочее давление насоса. Горизонтальные поршневые насосы обычно применяются для диапазона средних давлений при значительных величинах подачи. Современные конструкции насосов для тяжелых условий рассчитаны на длительную работу при давлениях от 105 до 140 кг!см.\ при кратковременных «пиковых» давлениях до 210 kzIcm*. Некоторые специальные конструкции, выпускаемые в узком диапазоне подач, могут работать при давлениях до 350 кг!с.м*.
149
Серия насосов Vickers-Waterbury для обычных условий работы выпускается для давления до 105 кг/см2.
В табл. 7. 3 приводятся данные по насосам Vickers-Waterbury, выпускаемым для тяжелых условий.
Таблица 7. 3
Данные по размерам и подачам насосов Vickers-Waterbury для тяжелых условий работы
Марка насоса Число оборотов в минуту Подача на один оборот в см*/об Подача в л/мин при нормальном числе оборотов1 (с бустг рным насосом) Мощное <ь на налу привода в и. с. Вес (приблнзи- 1 тельным) в кг
70 кг/( л<2 1 10 кг/см* 210 кг/см* 70 кг/см2 ЫО кг /см2 210 кг/см’
1.1/4AHD 1200 92,5 по 109 108 20 38 56 177
2.1/2AHD 1200 185 220 218 216 40 76 112 2G4
5AHD 1200 370 444 446 432 79 152 224 281
10AHD 900 740 663 655 644 119 227 334 500
15AHD 720 1 НО 795 788 776 142 273 403 726
2QAHD 600 1 480 894 815 860 158 302 446 906
35AHD 600 2 600 1545 1530 1505 277 529 782 2 220
50AHD 514 3 700 1890 1874 1845 340 648 957 2 990
75AHD 514 5 560 2840 2815 2/70 508 974 1437 4 070 :
150AHD 450 11 100 4970 4940 4860 891 1706 2519 12 250
300AHD 400 22 200 8850 8730 8620 1585 3031 4478 19 500
1 Данные в графе 210 кг/см* отвечают кратковременной работе насоса; исполь-
зование их может быть рекомендовано лишь в тех случаях, когда применение насоса
в данных условиях и его рабочий цикл одобрены фирмой-изготовителем.
Па фиг. 7. 57 показаны два насоса с подачей 8700 л!мин на испытательном стенде фирмы.
Проектирование насосов. Горизонтальные аксиально-поршневые насосы являются машинами высокого класса точности и требуют для своего изготовления материалов повышенного качества и высококва лифицированной технологии. В насосах Waterbury применяются стальные кованые блоки цилиндров, бронзовые золотниковые диски и бронзовые поршни. Штоки поршней выполняются из стальной поковки, цементируются и закаливаются. Подшипниковые гнезда выполняются из бронзы; обоймы шариков также бронзовые, а затяжные гайки — стальные. Приводные валы также выполняются из стальных поковок. Поворотная шайба также делается из стальной поковки и устанавливается на роликовых подшипниках, которые воспринимают осевые и радиальные силы.
Все вопросы, которые встречаются при конструировании машины такого типа, лучше всего рассмотреть на примере расчета ее основных размеров.
150
Пример. Предположим, что необходимо спроектировать насос с подачей 162 л/мин при максимальном противодавлении 70 кг/см?. Предполагая величину полного к. п. д., равной 90%, имеем
Nn
WQdp 10-162-70 • 75т] 75-60-0,9
Пасос должен быть спроектирован для условий всасывания из резервуара с атмосферным давлением (без бустерного насоса).
Фиг. 7. 57. Насосы Vickers-Waterbutу с подачей 8700 л/мин на испытательной станции.
Величина геометрической подачи насоса равна —( = 170 л/мин при значении объемного к. п. д., равном 95%.
Принимая Qj:= 170 лкиин, п~900 об/мин, z~7, имеем по уравнению (7. 47)
170-30
е ~
' 0,0135 дм'1.
Для определения величины диаметра и хода поршня имеем
е R tg 20' -- 0,361/?.
Центры поршней расположены на окружности радиуса R. Предполагая, что 75%, длины окружности занято цилиндрами, имеем
. ,.D 0,75-360
</„ >R sin-----у-*— -- 0,66/?.
151
Учитывая то, что
Fe — —-Р- е = 13,5 см3,
4 имеем после подстановки
(0,657?)2-0,364 •/? = 13,5;
4
R = у' 109 - 4,77 см;
d,i = 3,15 см, откуда е — 1,75 см.
Теперь при определенной величине вытесненного объема необходимо определить площадь окон в золотниковом диске и размеры промежутков между окнами. В днищах цилиндрических расточек предусматриваются щелевые прорези для сообщения полости цилиндра с соответствующими подковообразными окнами в золотниковом диске. Расчет площади окон ведется следующим образом. Движение поршней в осевом направлении носит приблизительно синусоидальный характер (угоч нсние характера движенияприводитсяв главе 8), такой же, как и в случае радиально-поршневого насоса
Тогда
Q, = Fate sin со/ и
r РеЧлп
Qi (для sin <ot — 1)г<ое— ———ем*/сек. пах ои
При е = 1,75, п = 900 об/мин и F = 7,7 см3 имеем
п 7,7-1,75-2-3,14.900 ,„оп
----------со--------= 1290 см^сек-
При ширине окон 12 мм и длине 31 мм площадь окна равна 3,7 см1 и макси-мачьная скорость жидкости в окне оавпа = 3,5 м/сек. Эта скорость достаточно велика, но допустима ввиду того, что, во-первых, длина пути потока в окне весьма мала и, во-вторых, такая скорость имеет место только при максимальной скорости движения поршня.
Площадь поясков вокруг окон на золотниковом диске должна быть такова, чтобы приблизительно уравновесить силы давления на днище расточек в блоке цилиндров. Для соблюдения этого условия используются следующие эмпирические формулы:
Fzm — s (m — 1) = (d2 — а2) л (7. 52)
и
Е-ЗЙ = 0,8, (7. 53)
а — с
где
F — площадь поршня;
z — число поршней;
s — проходная площадь окна в золотниковом диске;
т — коэффициент, учитывающий различную величину давления в рассматриваемом устройстве;
а — радиус внутренней кромки пояска, на который действует давление масла; b — радиус внутренней кромки окна в золотниковом диске;
с — радиус внешней кромки окна в золотниковом диске;
d — радиус внешней кромки пояска, на который действует давление масла; т = 1,6-5-1,8 для насосов (для гидромоторов т — 1,1 на углах в 45°) с каждой стороны от центра пояска.
152
При ширине окна, равной 12 мм, и радиусе центров поршней R = 47,7 мм имеем: b = 42 мм; с = 53 мм; s = 89 — 55,6 = 33,4 см2; т = 1,8; Fz = 57,4 см2, поэтому л (d2 — а2) = 57,4-1,8 — 33,4-0,8 = 76,5 см2.
При d = 60 лш, а — 36,5 мм
Ь-- = 0,78. d — с
Фиг. 7. 58. Размеры золотникового диска.
Внешний диаметр блока цилиндров равен 14 см. Как показано на фиг. 7. 58, внешний диаметр золотникового диска выполняется ргвным внешнему диаметру блока цилиндров. Поверхность диска у внешнего диаметра делится на определенное количество секторов, также сообщенных с полостью корпуса для частичной разгрузки осевого усилия на блок цилиндров. Поверхности секторов должны быть слегка конусными (как показано на фиг. 7. 39) для облегчения создания поддерживающего давления в масляном слое.
Проходная площадь всасывающего патрубка при скорости протока жидкости . , , Q 170 000 ... ,
1,5 м/сек равна — = ... , - = 18,9 см2.
v 60-150
Этой проходной площади соответствуют двухдюймовые трубы. Длина L штока поршня при отношении -у- = 4 равна 70 мм Диаметры гнезд под шарики штока равны приблизительно половине диаметра поршня, т. е. 1,6 мм.
В штоках делается сквозное сверление для подачи смазки к подшипникам наклонной шайбы Эти сверления сообщаются с соответствующими отверстиями в поршнях, так чтобы смазка подавалась под давлением. Удельное давление на подшипниках от действия сил со стороны поршней приблизительно равно 28(1 кг/см2. Диаметр штока равен 8 мм. Напряжение сжатия в штоке разно 1120 кг/см2. Т
Отношение длины штока к радиусу инерции поперечного сечения — —
__ — з5
0,02
Величина критического напряжения (по формуле Рэнкина)
° = 1 + (Л2/6250г2) = 5860 Кг/С^'
„ , . „ 5860 с .
Коэффициент запаса против потери устойчивости равен -ц- = 5,3.
Штоки изготовляются из углеродистой закаленной стали. Поворотная шайба также изготовляется из стальной поковки и устанавливается на упорном и радиальном роликовых подшипниках. Роликовые подшипники должны конструироваться так, чтобы длина ролика не превышала его диаметр. Расположение и устройство роликов, воспринимающих осевые силы, должно обеспечивать отсутствие «следа» от ролика на поверхности качения. Конструирование роликового подшипника указанного типа является задачей, выходящей за рамки данной книги, и более подробно здесь не будет рассматриваться. Достаточно сказать, что упорный подшипник должен воспринимать осевую силу, равную 3850 cos р = 3640 кг, а радиальный подшипник 2210 sin р = 750 кг.
153
Подшипники поворотной шайбы размещаются в поворотном блоке, представляющем собой литую стальную деталь, установленную на скользящих дисках в корпусе насоса. Диаметр приводного вала выбирается равным 32 мм в месте посадки подшипника и 28,5 мм в конце вала. Напряжение кручения в сечении по шпоночной канавке равно 1050 кг/см2.
Приводной вал имеет в центре вилкообразную прорезь, в которую входит подшипниковый блок шарнира, вращающий наклонную шайбу. Блок цилиндров приводится от вала с помощью шпонок, имеющих сферические поверхности, которые обеспечивают небольшое угловое перемещение блока, допускающее возникновение разницы в толщинах масляного слоя на стороне всасывания и нагнетания.
Пружина блока цилиндров должна обеспечивать достаточную плотность стыка между блоком и золотниковым диском, для того чтобы при вакууме в цилиндрах не было подсоса воздуха. Величина силы пружины может быть определена из условия действия давления, равного 1,05 ка/слт2, на площади поршней в 30 с.и2, что приводит к силе, равной 31,6 кг. Внутренний конец приводного вала опирается на роликовый подшипник с диаметром по валу 25 мм и по втулке 62 мм.
Выше при рассмотрении движения поршня не говорилось о том, что передача вращения через кардан создает неравномерность в угловой скорости вращения блока цилиндров и, следовательно, неравномерность в подаче насоса.
В обычном случае, когда насос используется в качестве генератора гидравлической энергии, величина неравномерности весьма невелика. Однако в случае гидропередачи, в которой гидромогор работает с весьма незначительной угловой скоростью, величина неравномерности становится существенной и может быть уменьшена лишь соответствующим изменением углового или радиального положения цилиндров. Эта задача будет рассмотрена ниже, в главе 8.
Общим преимуществом для всех аксиально-поршневых насосов с соединительным шатуном является то, что поршни практически не передают тангенциальных сил на стенки цилиндра. Весь момент вращения передается в насосах типа Waterbury через кардан, что, в свою очередь, налагает ограничения на такие насосы по максимальному моменту.
Аксиально-поршневой насос Vickers. Этот насос представляет дальнейшее усовершенствование насоса Thoma (Германия). Цель усовершенствования состояла в приспособлении насоса для условий работы при повышенных давлениях и повышенных числах оборотов. В конструкции имеется поворотный блок цилиндров, а приводная шайба находится в плоскости, перпендикулярной оси вращения приводного вала, что уменьшает нагрузку на вал шарнира, вращающего блок цилиндров. В позднейших немецких конструкциях Thoma шарнир устранен полностью, а блок цилиндров приводится во вращение с помощью соединительных шатунов от шайбы.
154
Недостаток такой конструкции насоса заключается в том, что масло должно подаваться к насосу через полый вал и довольно малые каналы в поворотном коромысле. Кроме того, поворотное коромысло становится достаточно громоздким, что может увеличить время реверсирования насоса.
Как видно из фиг. 7. 59, шайба выполняется заодно с приьодным валом. Приводной вал опирается на роликовые и шариковые подшипники, воспринимающие как радиальные, так и осевые силы.
Фиг. 7. 59. Аксиально-поршневой нссос Vickers.
Соединительный шатун, изготовленный из закаленной стали, размещен одним концом в бронзовых гнездах шайбы, а другим — в поршне, также выполненном из закаленной стали.
В насосе Vickers применена бронза в качестве материала для блока цилиндров и закаленная сталь в качестве материала для золотникового диска. Для работы насоса с высоким рабочим давлением использована оригинальная конструкция соединения поршней с шатуном. При этом диаметр шатуна увеличивается до максимально-возможного значения.
Поршни выполняются с минимально-возможной толщиной стенок. Кроме того, вместо использования зажимных гаек, сферические опоры завальцовываются около шариковых концов шатуна и затем запрессовываются в тело поршня.
155
Аналогично противоположный конец шатуна размещается в бронзовом гнезде. Затем последнее запрессовывается в шайбу, и кромки гнезда завальцовываются на шарике штока.
Таким путем диаметр тела штока может быть сделан равным половине диаметра поршня. Это обеспечивает допустимые напря жения в теле штока при давлениях до 210 кг/см?. Блок цилиндров приводится во вращение с помощью универсального шарнира оригинальной конструкции. Вал имеет сферические концы, в которых размещены пальцы, проходящие через центр сферы; сфера имеет плоские скосы, перпендикулярные оси пальцев. На пальцах установлены два скользящих камня, входящих в прорези втулки, встав-
Фиг. 7. 60. Узел устройства приводного вала с блоком цилиндров.
ленной в блок цилиндров. Таким образом, привод осуществляется от пальцев через камни, действующие на стенки прорези втулки. Блок цилиндров установлен на подшипнике вала, проходящем через золотникозый диск и центрирующем блок цилиндров относительно диска. Между концом этого вала и блоком цилиндров размещена пружина, прижимающая блок к диску с силой, достаточной для уплотнения стыка во время работы.
Золотниковый диск размещаемся в поворотном корпусе, угол поворота которого определяет величину хода поршней и подачу насоса. Внутри корпуса имеются каналы, сообщающие полости всасывания и нагнетания с соответствующими каналами в поддерживающих поворотный корпус валиках, снаружи снабженных фланцами. На фиг. 7. 60 показано устройство приводного зала и блока цилиндров без корпуса насоса.
Фирма-изготовитель- допускает весьма значительные числа оборотов для данной машины. При больших числах оборотов скорости потока в каналах резко возрастают и для обеспечения полной подачи насоса необходимо применение бустерного насоса. Для этой .156
цели фирма применяет шиберные насосы. Крупнейшие поршневые насосы выпускаются с учетом возможности фланцевого подсоединения бустерных насосов указанного типа. При отсутствии бустерных насосов с всасыванием из атмосферы подача насоса равна приблизительно двум третям расчетной.
Насосы Vickers выпускаются серией на подачи от 19 л/мин при 1800 об/мин до 1700 л/мин при 720 об/мин. Они могут быть оборудованы любыми регулирующими устройствами, которые будут рассмотрены в дальнейшем. Фирма рекомендует применение масла вязкостью 69 сст при 38° С и работе с температурой масла не более 62° С.
Фиг. 7. 61. Основные размеры аксиально-поршневого насоса Vickers на подачу 189 л/мин.
Основные габаритные размеры насоса с подачей 189 л/мин приведены на фиг. 7. 61.
Независимые усовершенствования по аксиально-поршневым насосам были выполнены в Германии проф. Thoma (фиг. 7. 62). В насосе сохранена основная кинематическая схема первоначальной конструкции, однако введены некоторые изменения.
Так например, устранен универсальный шарнир, золотниковый диск сделан сферическим, введено шаровое сочленение между штоком блока цилиндров и приводной шайбой. Насос, показанный на фиг. 7. 62, предназначен для встраивания в агрегат заказчика, подтему опорная система приводного вала на фигуре не показана.
Аксиально-поршневые насосы без соединительного шатуна. Значе ния максимальных давлений в аксиально-поршневых насосах обычного типа ограничены устойчивостью соединительного штока и значением удельного давления в сферических опорах шатуна с учетом размещения последних в теле поршня. Если устранить шатуны и передать силы от поршней непосредственно на шайбу или через какой-либо промежуточный элемент, то указанное ограничение может быть устранено и давления увеличены. Ниже рассмотрена кинематика аксиально-поршневых насосов обычного типа и. тех., v которых отсутствует промежуточный шатун.
На фиг. 7. 63 показана кинематическая схема аксиально-поршневого насоса «шатунного» типа при промежуточном положении поршня.
157
Если считать от крайнего правого положения поршня, то расстояние, которое он прошел до положения, показанного на фиг. 7. 63, равно х=г sin р — У г2"--у2 — ]/Л2—(г cos р- R)2 + У L2 — (у- R)2 (7-54)
Это уравнение справедливо только в том случае, если оси вала, поошня и шатуна находятся в одной плоскости. Третий и четвертый
Фиг. 7. 62 Последняя конструкция насоса Thoma
члены уравнения являются поправкой на положение шатуна, которое связано с его наклоном.
Определим величины у в функции г. р, at. Уравнение эллипса, получающегося как проекция окружности центров гнезд шайбы
Фиг. 7. 63. Кинематическая схема аксиально поршневого насоса.
на плоскость, перпендикулярную оси вала, запишется следующим
образом:
Г252
с2 sin 2ш/ + г2 cos2 ш1 ’
(7.55)
15b
где г — половина большой оси эллипса;
b — половина малой оси эллипса, равная г cos р. Следовательно,
,.2 =_________ri cos2 р ,
' cos2 р sin2 at 71 cos2 at
(7.56)
отсюда после некоторых тригонометрических преобразований имеем
г2
I | cos* at tg2 р ’
(7.57)
Величина у из уравнения (7. 57) может быть подставлена в уравнение (7. 54) для определения положения поршня, его скорости
и ускорения.
Если пренебречь величиной угла поворота шатуна и предположить, что длина шатуна бесконечно велика, то можно получить упрошенное выражение для величины х. Для этого мы подставляем выражение (7. 57) в (7. 54) и отбоа-сываем третий и че-вертый члены в правой части уравнения (7. 54), после чего имеем
Фиг 7. 64. Схема бес|патунногс механизма
г
cos2 at ig2 р
1 -|- cos2 (о/ tg2 р
(7.58)
Введем угол ф, так что
tg Ф — cos wZ tg р.
(7 59)
Используя выражение
tg- ф
1 4- tg- <Р
имеем
х - г (sin р — sin ф),
(7. 60)
где ф — угол между линией, соединяющей центр наклонной шайбы с центром гнезда шариковой опоры шатуна, и плоскостью, перпендикулярной оси вала (угол между г и у).
На фиг. 7. 64 представлена схема «бесшатуиного» аксиальнопоршневого насоса. В этом случае проекция линии, соединяющей центры опорных гнезд шатуна, является окружностью, для величины х имеем
х — г sin р — г cos он sin р. (7. 61)
Это — уравнение чисто гармонического движения. Устранение шатуна упрощает конструкцию насоса и дает возможность работы насоса при повышенных давлениях; недостатком схемы является необходимость передачи значительных тангенциальных нагрузок поршнями.
159
Аксиально-поршневой насос Denison. Насос, выпускаемой фирмой Denison Div of American Brake Shoe Co, спроектирован по кинематической схеме, показанной на фиг. 7. 64.
На фиг. 7. 65 изображен этот насос в разобранном виде. Можно заметить, что поршни плавающего типа с полной гидравлической разгрузкой вращаются относительно неподвижной наклонной плоскости без промежуточных подшипников качения. Роликовый подшипник, плоскость которого проходит через точку пересечения результирующей от боковых усилий с горизонтальной осью вала, центрирует блок цилиндров.
Поверхности золотникового диска, блока цилиндров, опорных башмаков, поршней и наклонной шайбы имеют плоскостность
Фиг. 7.65. Аксиально-порш левей насос с постоянной подачей.
и неровности до 0,4 мк, что достигается путем высокоточной обработки — ручной притирки или специальной машинной притирки.
Насос рассчитан на максимальное противодавление, равное 350 кг/см2; величина его к. п. д. сравнима с к. п. д. для «шатунных» поршневых насосоз.
Выпускается серия регулируемых и нерегулируемых насосов, состоящая из трех типоразмеров, с подачами от 26 до 133 л/мин.
Насосы с регулируемой подачей могут поставляться с различными регулирующими устройствами. Насос может работать на маслах с широким диапазоном по вязкости от 15 до 65 сст. Эта фирма изготавливает также серию небольших насосов с постоянной подачей от 7,5 до 38 л/мин на давления до 210 кг!см2.
Насос компании Oilgear. Эта компания использует свой проверенный принцип «вращения» поршней в конструкции аксиально-поршневых насосов.
На фиг. 7. 66 показана конструкция насоса с постоянной подачей. Поршни опираются коническими головками на наклонную шайбу с закаленной поверхностью, которая размещена на шариковом упорном подшипнике.
В насосах с плоским золотниковым диском жестко закрепляется только один из сопрягающихся элементов; второй должен иметь возможность самоустанавливаться.
16С
В насосе Oilgear блок цилиндров жестко закреплен от осевого и радиального перемещения с помощью радиально-упорных шариковых подшипников. Эти подшипники воспринимают радиальную составляющую от усилия поршней, а также оставшиеся неразгру
А-А
Фиг. 7. 66 Аксиально-поршневой Oilgear насос с постоянной подачей:
/ — шестеренный насос; 2 — отверстие для замера высокого давления; 3 — переливной клапан высокого давления; 4 — окно линии нагнетания насоса; 5 — отверстие для подпитки шестеренным насосом; 6 — разгрузочный клапан шестеренного насоса; 7 — фильтр; 6 — место подключения возвратной линии; 9 — смотровой люк; 10 — уровнемер масла;
11 — резервуар; 12 — место подключения.
женными составляющие осевой нагрузки. Золотниковый диск в осевом направлении гидравлически уравновешен; усилие, отделяющее диск от блока, воспринимается вспомогательными поршнями, передающими нагрузку на тыльную часть корпуса. Всасывающий и нагнетательные каналы проходят от золотникового диска через само-устанавливающиеся гидравлически уравновешенные муфты.
11 Эрнст 1211 161
В конструкции не предусмотрено механических средств для возврата поршней на ходе всасывания, поэтому насос должен всегда работать в сочетании с бустерным насосом. Этот насос снабжен предохранительным клапаном, показанным на фиг. 7. 66.
Компания выпускает такие насосы трех типоразмеров по подаче (все в одном корпусе). При подачах 10 и 18 л/мин насос может работать при давлениях нагнетания до 210 кг/см2, а при подаче 9,5 л/мин — до 350 кг!см2. Все насосы имеют число
Фиг. 7.67. Аксиально-поршневой насос с ре- оборотов, равнее 17о0 в гулируемой подачей. минуту.
Аксиально - поршневой насос Oilgear с регулируемой подачей имеет подачу до 8,2 л!мин и рассчитан на давление до 77 кг!см2.
На фиг. 7. 67 показан внешний вид этого насоса.
7. 5. Системы регулирования насосов с переменной подачей и реверсивных насосов
Все насосы с переменной подачей имеют смещаемые по радиусу или углу элементы, с помощью которых изменяется эксцентрицитет рабочих органов насоса и с ним — подача насоса.
Для обеспечения регулирования насосов фирмы-изготовители разработали ряд взаимозаменяемых устройств, с помощью которых может быть получено-, смещение и фиксация регулируемого элемента в нужном положении, сохранение заданной взаимосвязи между величиной хода и давлением и т. д. Для этого обычно на корпусах насосов предусматриваются места для установки таких регулирующих элементов со стандартизованными присоединительными размерами.
Для удобства монтажа и работы регулирующие системы фирмы Oilgear, например, могут быть установлены с любой стороны корпусов насосоз или гидропередач этой фирмы.
Ниже приводится описание основных имеющихся регулирующих систем в различных исполнениях, а также даны сведения по методам конструирования наиболее важных из этих систем.
Усилия регулирования. Для смещения регулирующего органа насоса и удержания его в заданном положении необходимо применить значительные усилия. Эти усилия являются результатом действия давления жидкости на поршни, эксцентрицитета смещаемого элемента, сил трения и динамических нагрузок. В радиально поршне-162
вом насосе, имеющем чисто гармоническое движение, полная величина горизонтальной силы, противодействующей или помогающей перемещению регулируемого элемента, равна
Цг = РР S cos (at + , (7. 62)
।де /’ — площадь одного поршня;
р — рабочее давление;
г — число поршней.
Если суммирование производится для углов at, лежащих в пределах от 0 до 180фто можно найти, что величина силы колеблется
в пределах от -|-0,5рЕ до — 0,5pF. Чем больше поршней имеет насос при данной величине подачи, тем меньше становятся величины колебаний. Их сумма по углу, равному 180°, равна нулю.
В насосах шатунного типа к этой силе добавляется сила, действующая з направлении перемещения подвижного блока.
На фиг. 7 68 величина Ne представляет величину этой дополнительной силы, являющейся горизонтальной составляющей, действующей па поршень силы N -- pF. Эта горизонтальная сила возникает в результате углового смещения поршня относительно точки приложения -силы к ротору.. ..
Величина горизонтальной составляющей равна
. . . Л7 - /п z-q,
Фаг. 7. 68. Усилия регулирования.
Если учесть, что
sin а =
e sin at
R~ '
(7.64)
и объединить уравнения (7. 63) и (7. 64), произвести тригонометрические преобразования и отбросить члены с 2, тогда получим
N = (7.65)
г e/R cos at 1 e/R cos at + 1. ’ ' ’
среднее значение для всех поршней pFez
J “ 2R
(7.66)
Пример; Насос JHP ЗО-Hele-Shaw имеет семь поршней диаметром 54 мм и ход, равный 35 мм; отношение —— 0,1. .
Г\ ' .
1Р 163
При р — 210 кг/см'1
210-0,785-5,42-7
10-2
— 1670 кг.
Усилия, перпендикулярные плоскости перемещения регулирующего элемента, вызывают значительные силы трения. Величина усилия, действующего от поршней насоса JHP30, например, равна
,, Fpz 0,785-5,42-210-7
=-------3J4------- = 10700 Кг-
К гидростатическим силам и силам трения должны быть добавлены динамические силы, если необходимо быстрое перемещение регулирующего блока.
Для регулирующих систем радиальных насосов при времени полного реверса в пределах 0,5 сек, как показали опыты, удовлетворительные результаты получаются при величинах регулирующих усилий от 0,5 до 0,75pF.
Насос JHP 30 легко перемещается под действием регулирующего усилия, равного 2000 кг, при всех условиях работы. При этом время смещения от нейтрального до крайнего положения равно 0.125 сек.
Изменение подачи аксиально-поршневого насоса достигается с помощью углового перемещения регулирующего элемента. Величина момента, необходимого для этого перемещения в значительной степени зависит от кинематической схемы насоса.
В аксиально-поршневых насосах «шатунного» типа достигается практически полное уравновешивание момента. Поворот шатунов вызывает весьма небольшой неразгруженный момент.
На фиг. 7, 63 насос показан с поршнем, находящимся в промежуточном положении. Момент, равный Fp tg а г sin ф cos со/, стремится вернуть наклонную шайбу в нейтральное положение.
Если шатуны выполнены так, что в мертвых точках они расположены горизонтально и
sin а = а> (7- 67)
где у — —— [см. уравнения (7. 57) и (7. 59)], тогда
V 1 + tg2 <р
М — sin (p I - ~=---------cos р 'cos ы/; (7.68)
М = 1-2- -si^ (cos ф — cos p) -^4 • (7- 69)
L sin2 p v T r/ tg p ' '
Величина момента равна нулю в мертвых точках (при со/—0 и ф = р) и в середине хода (при оД — -^- и ф •= 0). Максимальная величина момента равна 0,С425Ере2/Д при о/ — и ф — 14,4°.
Пример. Насос Vickers-Waterbury размером 5А имеет девять поршней и ио' дачу 370 аиа на один оборот.
Тогда
2Fez = 370 см3
1’6-1
Fe = -т- - = 20,5 смя.
Принимая отношение e/L равным 0,2 при давлении 110 кг/см,г, получим Л?тах = 0,0425-20,5-0,2-140 = 24,6 кгсм.
Средняя величина момента, действующего на наклонную шайбу, будет соответствовать действию 4—5 поршней; на каждом ходе нагнетания момент дважды изменяется от нуля до максимального значения.
По данным, представленным фирмой, действительная величина регулирующего момента при времени перемещения из нейтрального в рабочее положение в течение 6 сек равна 23С кгсм. Величина момента рас~ст по экспоненте до значения 5750 кгсм для времени регулирования 0,1 сек и до 57 500 кгсм для времени 0,03 сек.
Мощность, необходимая для регулирования в течение 0,1 сек, равна
В «бесшатуниых» аксиально-поршневых насосах величина момента, необходимого для регулирования, очень велика. Это является следствием того факта, что результирующая от сил, действующих на поршни, проходит па расстоянии с-tg р от осевой линии опор (см. фиг. 7. 64)
Таким образом, момент на наклонной шайбе становится равным
М = zFpc tg b cos p. (7. 70)
Воспользуемся примером, приведенным выше, и примем тогда
Л4-= 9-0,5-20,5-140-0,364-0,94 = 4420 кг-см, отсюда видно, что для насосов этого типа требуется очень мощный регулирующий механизм.
Основные типы регулирующих систем. В настоящее время используются следующие основные типы регулирующих систем: простой механизм ручного регулирования подачи насоса; регулирование величины и направления подачи с помощью вспомогательного привода насоса, как для перемещения регулирующего органа, так и для подачи сигнала к перемещению; автоматические системы регулирования, назначение которых состоит в том, чтобы подача насоса автоматически изменялась в соответствии с заранее заданными условиями.
Регулирование с помощью штока. Такой вид регулирующего устройства состоит из штока, подвижного в осезом направлении. Шток прикреплен одним концом к перемещаемому элементу, а другим — к внешнему механизму, изменяющему величину или направ ление подачи насоса. Такой тип регулирующего механизма применяется в насосах Vickers и может быть также поставлен в несколько измененном виде к насосам Hele Shaw, как показано па фиг. 7. 40. Из фигуры видно, что в перемещаемые элементы ввернуты два штока, объединенные извне коромыслом. Если к последнему подсоединить какой-либо регулирующий механизм, то можно будет легко изменять величину подачи насоса.
Регулирование с помощью ручного маховика. На штоке, прикрепленном к элементу, регулирующему ход, имеется резьба 165
и гайка с маховиком, вращением которого можно изменять подачу насоса.
На фиг. 7. 49 показано регулирующее устройство в применении к насосу Oilgear. Пружины, расположенные в противоположном по отношению к маховику конце корпуса насоса, служат для того, чтобы устранить люфты в системе и обеспечить возможность точного регулирования подачи.
Аналогичные регулирующие устройства поставляются и другими фирмами-изготовителями.
Обычно в насосах такой вид регулирующего устройства применяется только для изменения величины подачи, однако могут быть предусмотрены конструкции, осуществляющие и реверсирование подачи. Такое устройство устанавливает неизменной величину подачи насоса, делая излишними переливные клапаны, предохраняющие насос от перегрузки.
При использовании червячной передачи в качестве механизма перемещения штока можно добиться очень точного регулирования величины подачи насоса.
Дистанционное изменение величины подачи насоса с помощью электродвигателя. Взамен механизма ручного регулирования с помощью маховика может быть предусмотрено регулирующее устройство, в котором перемещение штока осуществляется электродвигателем через редуктор
Величина мощности электродвигателя зависит от требуемого момента, значение которого может быть определено по величине усилия, необходимого для изменения эксцентрицитета, и от желаемой скорости регулирования. При этом необходимо предусмотреть меры предотвращения ударной остановки электродвигателя в крайних положениях смещаемого элемента. Это выполняется с помощью конечных выключателей.
В случае необходимости последние могут поставляться регулируемого типа так, чтобы была возможна автоматическая установка любой заранее выбранной величины подачи. Защита насоса с помощью переливных клапанов при этом необязательна.
Регулирование подачи и реверс насоса с помощью гидроцилиндров. Существуют различные конструкции регулирующих устройств этого типа. Подача в одном направлении с двумя заранее выбранными край ними величинами может быть обеспечена с помощью небольших гидроцилиндров, расположенных в корпусе насоса. В цилиндрах должны быть предусмотрены регулируемые ограничители хода сервопоршней. Масло под давлением из вспомогательного источника, например из встроенного шестеренного насоса, подается в один из двух гидроцилиндров для обеспечения одной из двух величин подач. Положение ограничителей хода может быть изменено с помощью маховика, накатанной головки или винта с контргайкой. Этот тип регулирующего устройства особенно хорошо подходит к машинам воззратно-поступательного типа / в которых после быстрого перемещения следует медленный дожим. Такое устройство 166
может обеспечивать движение в одном направлении при двух скоростях перемещения или движение в двух направлениях с одной скоростью перемещения в каждом из направлений.
Любая из вышеуказанных комбинаций достигается с помощью гидроцилиндров с регулируемыми ограничителями хода и клапанами управления, которыми масло под давлением направляется в один или другой цилиндр.
На фиг. 7. 69 показано описанное устройство в применении к насосу с одним направлением подачи. С двух сторон корпуса насоса предусматриваются расточки под цилиндры, в которых устанавли-
Фиг. 7. 69. Система гидравлического регулирования подачи насоса:
1 — регулируемый элемент; 2 — каналы к клапану управления.
ваются сервопоршни. Масло под давлением может быть подано в цилиндры, как это показано на фигуре.
Изменением положения ограничителей хода сервопоршней можно следующим образом изменять величину подачи насоса. Предположим, что увеличение подачи насоса достигается при смещении регулируемого элемента влево в плоскости чертежа. В этом случае положение левого ограничителя определяет величину максимальной подачи. Если давление смещает сервопоршень, расположенный справа, в левую сторону, то величина максимальной подачи может быть изменена регулировкой левого ограничителя хода.
Для работы на меньшем значении подачи масло под давлением подводится от клапана управления к левому поршню, смещая регулируемый элемент вправо до правого ограничителя хода сервопоршня. Насос начинает работать на минимальном значении подачи. Для осуществления работы насоса только с одним направлением подачи правый ограничитель устанавливается так, что регулируемый элемент не может перейти через нейтраль насоса, что приводит к односторонней работе насоса с двумя возможными значениями подачи. Если установить правый ограничитель так, что регулируемый элемент может перейти нейтраль вправо, то насос в этом положении будет качать жидкость в обратном направлении; в этом случае
167
Получается насос, работающий в двух направлениях с двумя величинами подачи.
На фиг. 7. 70 показано устройство с тремя возможными положениями регулируемого элемента — нейтральным и двумя конечными, определяющими величины подач в двух направлениях. Если масло под давлением подведено в оба сервоцилиндра, то регулируемый элемент насоса находится в нейтральном положении. При подводе давления в один из цилиндров насос начинает подавать масло в каком-либо из направлений. В случае необходимости быстрого переключения насоса от одного направления подачи к другому, а также при желании иметь максимальные и минимальные значения подач
Фиг. 7. 70. Система гидравлического регулирования подачи насоса с нейтральным положением.
в одном направлении могут быть предусмотрены вспомогательные сервопоршни.
Описание конструкции регулирующей аппаратуры, применяемой в этих случаях, приведено в главе 10.
Площадь сервопоршней должна быть достаточной для того, чтобы обеспечить перемещение регулируемого элемента в направлении, противоположном действию давления в ' насосе. Величина площади не должна быть меньше 0F>Fplpa, где F — площадь одного поршня насоса; р — величина максимального давления в насосе и — давление в сервосистеме.
Обычно последняя величина берется в пределах от 10 до 35/сг/сл/3
Регулирование по давлению. Одной из широко распространенных систем регулирования насосов с переменной подачей является система с компенсацией по давлению. Основное назначение системы состоит в применении самого давления в насосе для ограничения мощности, потребляемой насосом до минимально-возможного значения.
Применение такого принципа составляет одно из основных достоинств насосов с регулируемой подачей.
При использовании этих насосов, например в системах с гидропрессами, система регулирования позволяет поддерживать заранее заданную величину давления при минимальней величине подачи насоса, достаточной лишь для того, чтобы компенсировать величины утечек в насосе и системе, а также для- перемещения пресса при деформации изделия.
168
Фиг. 7.71. Диаграмма работы системы регулирования пор шеиь — пружина.
Принцип действия такой системы регулирования в основном один и тот же в различных имеющихся конструкциях.
Система содержит источник постоянного давления такой, как пружина или гидроцилиндр, стремящийся отодвинуть регулируемый элемент насоса в положение максимальной подачи и сервоцилипдр, в который подводится давление нагнетания насоса, противодействующий этому перемещению.
Увеличение давления в системе передается на поршень и приводит к тому, что он постепенно преодолевает сопротивление устройства с постоянным давлением и перемещает регулируемый элемент насоса в направлении нейтрального положения. Совместное действие обоих устройств обеспечивает минимальную величину подачи, достаточную для того, чтобы сохранить нужную величину давления в системе при данном сопротивлении.
Конструкции систем регулирования с компенсацией по давлению, выпускаемые разными фирмами, отличаются в основном, применением различных методов обеспечения постоянной силы сопротивления для переменных давлений. Такие системы выполняются с использованием пружин с регулируемой характеристикой и пружин с постоянной характеристикой, которым противодействует сервопоршень с а также в виде гидроцилиндра.
. Работу и характеристики таких систем лучше всего рассмотреть на расчетном примере.
регулируемым давлением,
Пример. Предположим, что необходимо сконструировать систему регулирования по давлению для насоса с подачей 75 л/мин, конструкция которого была рассчитана нами в разделе «Радиально- и аксиально-поршневые насосы». Площадь F одного поршня была равна 7,1 см2. Давление равно 175 кг/см2. Полная величина силы, необходимой для регулирования, N = 0,75-7,1 • 175 = 930 кг.
„ 930 г о »
Площадь сервопоршня равна — - = 5,3 см-, что соответствует диаметру 1 /о
2,6 см. Величина максимальной силы, воспринимаемой пружиной при этом диаметре поршня, равна 930 кг.
Для дальнейшего определения характеристики пружины необходимо решить, до какого давления в системе величина подачи насоса должна оставаться неизменной. При этом следует принимать во внимание следующие соображения.
На фиг. 7. 71 показана связь между давлением и подачей для системы регулирования с противоположно-действующими пружиной и сервопоршнем. Длина горизонтального отрезка при величине подачи, равной 75 л/мин, обозначает ту величину давления, до которой насос будет сохранять максимальную величину подачи. При достижении пикового давления подача падает до нуля. На этой диаграмме показаны два крайних положения, которые невозможно осуществить на практике. Первое положение соответствует нулевой отсечке и указывает на то, что насос сразу начинает уменьшать подачу с момента начала увеличения давления. Такие условия нельзя использовать, так как это означало бы отсутствие начального натяжения пружины, необходимого для сохранения подачи при запуске насоса.
169
Второе крайнее положение соответствует сохранению начальной величины подачи до достижения полного расчетного давления с последующим мгновенным уменьшением подачи. Это условие также невыполнимо при рассматриваемой пружинной системе регулирования, так как для его выполнения потребовалась бы пружина бесконечно большой длины. Этому условию удовлетворяют некоторые другие системы регулирования, которые будут рассмотрены в дальнейшем. На практике выбираются характеристики, лежащие между указанными предельными, так что величина предельного давления, при котором сохраняется полная подача, равна 40— 80% от максимальной.
Из диаграммы на фиг. 7. 71 видно, что величина предельного давления, с которого начинает меняться подача, влияет на величину регулирующего давления, так как последняя не может быть меньше разницы между давлением, соответствующим нулю подачи, и предельным давлением.
Таким образом, большие предельные давления дают возможность более широ кого выбора в величинах регулирующих давлений и обеспечивают полную подачу насоса при больших давлениях нагнетания, меньшие величины предельного давления позволяют уменьшить мощность привода.
Величина мощности привода для насосов с такой системой регулирования определяется по предельному давлению при полной подаче насоса.
Применение рассмотренной системы регулирования позволяет значительно уменьшить величину установленной мощности и снизить потребление энергии.
Пример. Учитывая вышеизложенное, будем считать, что требуется сохранить полную подачу до давления, равного 123 кг!см2, или 70% от максимального. В этом случае при смещении регулируемого элемента насоса из положения полной подачи в нейтральное положение на 9,5 мм усилие на пружину вырастет в результате роста давления от 123 до 175 кг/см'21 на 52-5,3 = 276 кг. Жесткость пружины, таким , , 276 кг ,
образом, должна быть равна = 29 кг/мм.
Таким образом, пружина должна иметь максимальное усилие 930 кг при жесткости 29 кг!мм.
Пружина выбирается со средним диаметром, равным 103 мм, и диаметром проволоки 16 мм, что соответствует напряжению (без учета поправки) 5850 кг/см2 при 103
максимальной нагрузке 930 кг. Индекс пружины равен —jg- = 6,5, коэффициент поправки Wahla при этом равен 1,22, что приводит к напряжению 7120 кг/см2.
В качестве материала пружины можно рекомендовать применение легированной стали. Вообще гсворя, следует рекомендовать применение легированных сталей в качестве материала пружин систем регулирования, работающих под большими нагрузками, так как это позволяет сократить размеры регулирующих устройств.
Для того чтобы жесткость пружины была равна 290 кг/см, нужно примерно 2,25 рабочих витка пружины и, таким образом, полное количество витков равно 4,25.
930
Полное сжатие до усилия 930 кг отвечает перемещению, — 32 лл. Если учесть необходимую величину зазора между витками, равную 15 мм, то полная длина пружины составит 114 мм.
Общий вид конструкции рассчитанного регулирующего устройства показан на фиг. 7. 72. Сервоцилиндр оборудован шаровым обратным клапаном на линии от клапана управления и регулируемым дросселем, расположенным на байпасной линии. Схема обеспечивает свободный доступ масла под давлением от системы через шариковый клапан. При этом внезапное падение давления в системе не вызывает мгновенного изменения подачи, так как в этом случае сервопоршень должен выжимать масло в систему через дроссель. Трубопроводы от клапана управления рекомендуется выбрать с диаметром, равным 6,5 мм.
Модификацией регулирующего устройства пружина — поршень является устройство с постоянным натяжением пружины и регулируемым давлением в сервоцилиндре. Такой тип регулирующего устрой-170
ства допускает полную отсечку подачи при практически максимальном давлении.
На фиг. 7. 73 показан принцип действия этого устройства.
Предположим, что пружина в рассмотренном выше примере установлена на натяжение, равное 930 кг. В устройстве этой пру-
Фиг. 7. 72. Регулирующее устройство в виде поршня, нагруженного Пружиной.
усилие пружины при
Слив
I Давление
Фиг. 7. 73. Устройство с переменным регулирующим давлением.
жипе противодействует сервопоршепь с соответствующей площадью, необходимой для того, чтобы уравновесить заданном давлении сервосистемы.
Например, при давлении в сервосистеме 35 кг/см? площадь сервопоршня должна быть равна 25 щи2. Регулируемый разгрузочный клапан в этом случае должен быть установлен на любое требуемое давление выше указанного минимального предела. При превышении этой величины давления разгрузочный клапан открывается, впуская масло от клапана управления в цилиндр серво-поршня и доводя подачу насоса до нуля В насосе автоматически будет поддерживаться величина установленного давления. При падении давления ниже установленного разгрузочный клапан закрывается, масло из гидроцилиндра сбрасывается в дренаж, сервопоршень сдвигается вправо и подача насоса
увеличивается, а давление в системе снова возрастает до установленного.
На фиг. 7. 74 показан насос Oilgear с регулирующим устройством .для установки с гидроаккумулятором. Такая схема допускает практически идеальное использование системы регулирования Oilgear. так как она обеспечивает зарядку гидроаккумулятора при
171
полной подаче насоса до величины давления, лишь не намного меньше максимальной, а также автоматическую разгрузку насоса и привода с целью снижения потребляемой мощности до минимальной при полностью заряженном гидроаккумуляторе,
В другом типе регулирующего устройства сервопоршень находится в цилиндре между- п-олсстями с двумя разными давлениями;
Фиг. 7. 74. Нгсос с регулированием подачи гидроаккумулятором.
одна полость, противопоставленная пружине, сообщена с давлением в системе; другая, снабженная разгрузочным клапаном обычного типа, сообщена дроссельным сверлением с первой полостью. Разгрузочный клапан определяет величину регулирующего давления. Если давление в системе растет, то сервопоршень смещает регулируемой элемент в сторону уменьшения подачи, и давление в системе падает до установленного. При падении давления в системе действие устройства обратное. Пружина смещает регулируемый элемент насоса в сторону увеличения подачи и давления до значения, установленного раз1рузочным клапаном. Такая система обладает значительной гибкостью в отношении поддержания различных лере-
172
надов между максимальным давлением насоса и давлением, при котором начинается уменьшение подачи.
Например, при использовании пружины, рассчитанной выше, с максимальной силой натяжения 930 кг и жесткостью 29 кг!мм, при площади сервопоршня, равной 20 см2, разница между максимальным давлением и давлением начала отсечки будет равна 13,7 кг! см2. Эта разница может быть легко уменьшена до практически любого необходимого значения путем увеличения площади сервопоршня.
Фиг. 7. 75. Насос с регулированием по давлению вспомогательным механизмом.
Коммерческие модели насосов, выпускаемых фирмой Vickers, обычно снабжаются именно такой системой регулирования.
Существует большое количество модификаций систем регулирования по давлению. Система может -быть объединена с маховиком ручного регулирования или с регулировочным винтом, с помощью которых может быть установлена любая начальная подача насоса.
На фиг. 7. 75 показан насос фирмы Hydraulic Press Manufacturing Со. с такой системой регулирования.
При использовании вспомогательного сервопоршня в насосе могут быть три различные настройки по давлению, получаемые с помощью либо каждого из сервопоршней в отдельности, либо их комбинацией. Такая схема хорошо подходит для гидросистем с дифференциальным гидроцилиндром, в котором при рабочем ходе поршня требуется максимальное давление в гидроцилиндре, а при обратном ходе достаточно уменьшенного давления.
В этом случае первый сервоцилиндр может быть сообщен с поло стью нагнетания насоса, а второй — с тыльной полостью гидро-цилиндра, так что при обратном ходе действуют оба сервоцилиндра.
173
Во многих гидросистемах желательно уменьшение подачи насоса незадолго до того момента, когда гидромотор или гидроцилиндр, приводимый насосом, встречает повышенное сопротивление. Такие условия возникают, например, в гидросистемах прессов, штампующих пластмассовые изделия, в которых державки половинок пресс форм должны быстро сдвигаться до положения, предшествующего началу сочленения, и затем медлен+ю, с заранее установленной скоростью сомкнуться до возникновения давления прессовки. Такая система регулирования разработана автором и изготавливается
Фиг. 7. 76. Насос с регулированием подачи по давлению и ограничителем хода сервопоршня.
компанией Hydraulic Press Manufacturing (фиг. 7. 76). Она состоит из обычного устройства для регулирования по давлению, к которому добавлен крупный вспомогательный сервопоршень с регулируемым ограничителем хода, с помощью которых уменьшается ход поршней и подача насоса. Величина подачи может быть заранее установлена с помощью ограничителя хода.
Давление, необходимое для подъема движущихся частей гидропресса, недостаточно для того, чтобы привести в действие вспомогательный сервопоршень.
В определенном регулируемом положении на пути перемещения державок пресс-форм в систему трубопроводов вводится добавочное сопротивление, в результате чего в насосе возникает давление, достаточное для воздействия на сервопоршень, уменьшающий подачу насоса. Остающуюся часть пути до контакта пресс-форм державки проходят с уменьшенной скоростью. При контакте давление в гидросистеме возрастает в соответствии с давлением прессования и подача насоса уменьшается с помощью регулирующего устройства до минимальной.
174
Следует иметь в зиду, что при применении любого из вышеописанных устройств регулирования в конечном итоге подача насоса уменьшается до минимальной, соответствующей утечке масла в насосе и гидросистеме при установленном максимальном давлении. Это позволяет производить точное измерение утечки в том случае, если насос оборудован индикатором хода.
Например, если эксцентрицитет насоса или ход от нейтрали равен 9,5 мм и его полная подача 75 л/мин, а индикатор хода пока зывает величину хода от нейтрали 0,8 мм, тогда величина утечек в системе равна 6,3 л/мин.
Иногда в системах регулирования по давлению, в особенности типа «поршень—пружина», возникают колебания давления относительно установленной величины.
Условия для возникновения колебаний облегчаются при наличии воздуха в гидросистеме. Поэтому следует проверять плотность стыков на трубопроводах линии всасывания, а также в случае необходимости устанавливать устройства для спуска воздуха в гидроци-ликдрах и трубопроводах.
Тенденция к таким колебаниям может быть в значительной мере ослаблена с помощью небольшого байпаса между всасыванием и нагнетанием, обеспечивающего небольшую постоянную подачу в одном направлении без возможности перехода регулирующего элемента через нейтраль, при которой всегда возникают значительные колебания.
Подвижные детали сервоприводов должны быть тщательно обработаны для устранения возможности заедания сервопоршней, ведущего к различным неприятностям в работе гидросистемы.
Регулирование с помощью сервомеханизмов. Из предыдущего рассмотрения видно, что бесступенчатое изменение подачи или бесступенчатый реверс насоса могут быть достигнуты ручным регулированием с помощью маховика или регулирующего штока. Значительные усилия регулирования, возникающие при быстрой смене цикла и при необходимости частых изменений подачи, не позволят в этом случае использовать такие методы регулирования.
Регулирование с помощью сервоцилиндрсв может быть только ступенчатым, с ограниченным количеством ступеней подачи.
Сочетание метода бесступенчатого регулирования с какой либо формой силового привода, по-видимому, должно обладать достоинствами обоих методов. Такие системы регулирования известны под названием сервомеханизмов.
Сервомеханизмом, по определению, называется такая система с обратной связью, в которой контролируемой переменной величиной является положение приводимого механизма.
Таким образом, анализ и синтез сервомеханизмов должен проводиться по обычным правилам теории систем с обратной связью. Нижеследующий анализ применим для расчета систем регулирования подачи насосов и проверки их работы при умеренных требованиях к точности характеристик.
175
Более точный анализ необходимо проводить для скоростных сервомеханизмов, в которых большая часть нагрузки может возникать в результате действия сил инерции и в которых необходимо уменьшать ошибки путем создания средств, обеспечивающих достаточную устойчивость работы системы. Добавочные сведения по этому вопросу приводятся в главе 11. Там же приведен список дополнительной литературы по этой теме.
Для насосов применяются сервомеханизмы, работающие по принципу гидравлического, усилителя поступательного или поворотного движения.
На фиг. 7. 77 показан сервомеханизм, дейстзующий по принципу гидроусилителя поступательного движения.. Масло под давлением
Фиг. 7 77 Гидравлический сервомеханизм.
от вспомогательного источника подводится через отверстие, показанное на фигуре. Давление масла всегда действует на площадь кольца, образованного большим и малым цилиндрами. Масло под давлением попадает также через радиальные сверления в кольцевую канавку между уплотняющими кромками золотника управления и центральным сверлением в поршне. Аналогичные проходы, закрытые противоположными уплотнительными кромками золотника управления, ведут в левую управляющую полость сервомеханизма и могут соединить ее со сверлением в правой части цилиндра и оттуда, через радиальные сверления, с дренажем. Небольшое перемещение золотника управления вправо приведет к тому, что масло под давлением попадает в левую управляющую полость сервомеханизма и это давление, воздействуя на полную площадь поршня, преодолеет усилие от того же давления, действующего на малую площадь, и переместит поршень вправо до закрытия золотниковой щели, т. е. до равновесного состояния системы. Точно так же, если золотник управления перемещается влево и левая управляющая полость сообщается с дренажем, давление на малую площадь перемещает поршень влево. Таким образом, силовой поршень повторяет движение золотника 176
управления как по величине, так и по направлению. Точно так же силовой поршень сервомеханизма автоматически стремятся сохранить свое положение при зафиксированном положении золотника управления.
В этом случае, если, например, внешние силы стремятся переместить силовой поршень влево, то золотниковая щель, ведущая в левую напорную полость, открывается и давление масла, попадающего в эту полость, препятствует дальнейшему перемещению.
Приведенное описание характеризует идеальный сервомеханизм. Характеристики и конструкция реальных сервомеханизмов отличны от характеристик идеальных по следующим причинам. Во-первых, механически невозможно и экономически нецелесообразно выполнять золотник управления с уплотнением по кромке. Производственные допуски, которых нельзя избежать в реальной конструкции, приведут к необходимости либо небольших перекрыш, либо небольших постоянных щелей. Поэтому во многих Сивоеменных сервомеханизмах обычно предусматриваются небольшие золотниковые щели, которые превращают такой сервомеханизм из переключающего в модулирующее устройство.
Во-вторых, легко установить, что силовой поршень никогда ае может дойти до положения, определяемого золотником управления. Это вызвано тем, что по мере приближения к положению, определяемому золотником, сила, создающая это перемещение, уменьшается до нуля. Действительно, перемещение поршня происходит благодаря разнице в положении поршня и золотника управления; как будет показано ниже, величина этой разности может быть определена и доведена до минимума Далее, если золотник управления перемещается с определенной скоростью, возникает проблема реакции силового поршня. Последний должен «догнать» золотник управления.
Здесь проявляется влияние величины подачи и давления вспомогательного насоса, а также открытия золотниковой щели. Насос должен обеспечить достаточную величину расхода, чтобы перемещать силовой поршень при условии максимальной скорости перемещения золотника, а также должен развивать давление, достаточное не только для того, чтобы преодолеть внешние сопротивления, по и для того, чтобы преодолеть гидравлическое сопротивление и золотниковой щели, величина которой ограничена допустимой разностью между положениями золотника управления и силового поршня.
Можно показать, что максимальная мощность передается сервомеханизмом в том случае, если перепад давления на золотнике равен одной трети, а перепад давления в полостях силового цилиндра равен двум третям от величины подводимого давления
Обозначим: р0 — подводимое давление;
р3 — перепад давления на золотнике;
Q — подача;
М - мощность, передаваемая сервомеханизмом.
12 Эрнст 1211 * 177
Тогда
(7.71)
(7.72)
(7. 73)
Приравнивая первую производную от N по ра нулю, имеем
=0; (7.74)
и
Ро = 3,9а.
(7. 75)
Исследование реакции силового поршня будет проведено с учетом перепадов давления на золотниковой щели и на сервопоршне,
Фиг. 7. 78 Принципиальная схема сервомеханизма.
щадь левой стороны Легко установить,
или
тогда
имеющих место в действительности, на фиг. 7. 78 показана схема сервомеханизма фиг. 7. 77 с предусмотренными заранее щелями между уплотнительной кромкой золотника и поверхностью сверления силового поршня, сопротивления которых обозначены величинами Rt и Т?2.
Если все устройство находиться в состоянии равновесия, в левой напорной полости установится давление рг, величина которого зависит от значения сопротивлений /?х и R2. Конструкция устройства такова, что пло-оервопоршня вдвое больше правой, что
п УРз~ Pi _ V Pi
* Pl " Pi
Ро — Р1 == Pl_
P2! Pl ’
*2
P1
и R., обратно пропорциональны проходным
(7. 76)
(7.77)
(7.78)
Сопротивления
сечениям щелей или их открытиям сг и с2, отсюда
Р. = Р. (7-79>
= Ри -i- I = Ро ’ 80)
178
где
е =
В том случае, когда внешняя нагрузка отсутствует,
1 ,
Pi = -2~Ро и е = 1, c2 = cv
При максимальной нагрузке на сервомеханизм
Рт ~ % Ро = 2/h — Ро (ПРИ Движении вправо);
с, - 2,22 г,; е - ;
1>,н -- г!зР» ~ Ро — Чрг (движение влево); 2,22cf; е - - 2,22.
Если мы назовем нейтральной щелью величину, равную сп = (ci + с2}/2, тогда величина максимального отклонения для полной нагрузки лежит в пределах ±0,38 сп.
В уравнениях (7. 71) — (7. 80) величины /?, С, F определяются из следующего:
R - ' — ,
। де g — плотность масла в кг сек2/м\
С - 0,65 — коэффициент расхода;
F —- площадь прохода щели золотника в лю.
Утечка в нейтральном положении равна
Q„-ECy2/Q^; (7.81)
(?„ ----- 0,65лг/с„ |/Л. «ь мщсек> (7.82)
Г о 2 ’
। де d — диаметр золотника в м.
Величина щели, необходимая для того чтобы обеспечить максимальную скорость силового поршня, равна
rmix =- ----^^7^== . (7. 83)
0,65л<7 1/ Ро Р™
V 2q
В этом случае силовой поршень будет отставать от золотника па расстояние сфах — сп.
Пример. Необходимо спроектировать сервомеханизм для радиально-поршневого насоса с подачей 75 л/мин, рассмотренного ранее. Усилие регулирования равно 930 кг.
Предположим, что рт — 17,5 кг/см1, тогда р0 = 26,3 кг/см*. Рабочая площадь 930
малой полости равна — 53 см2. Площадь левой управляющей полости вдвое больше, или 106 см2. Для того чтобы переместить регулируемый элемент за 0,3 сек, потребуется подача, равная (53 • 1,9)/0,3 = 333 ал*1еек, 12*
179
Выбор величины нейтрального открытия Щели определяет отклонение положения силового поршня от положения золотника или погрешность. Величина минимального открытия определяется технологическими допусками, а также явлением, называемым заращиванием, которое представляет собой постепенное замедление утечки
Фиг. 7. 79. Насос с сервомеханизмом:
/ — вспомогательный шестеренный насос; 2— реакторное кольцо; 3~ внутренний корпус;
4—распределительный вал.
через капиллярные отверстия. В настоящее время не существует достаточно удовлетворительного объяснения этому явлению, которое может вызвать различные неожиданные неполадки в работе сервомеханизма при положении золотниковой щели, близком к нейтральному. Большие значения открытий, чем те, которые определяются по уравнению (7. 82), при данных величинах подачи и давления приводят к значительным погрешностям, однако их часто применяют на практике в силовых гидро-управляемых системах для уменьшения потребляемой мощности.
Если принять Qn = Q, при диаметре золотника, равном 2,54 см, то сп становится равной
333 _ Л .,
сп —----------------- = 0,011 см = 0,11 мм.
1040-л-2,54-/13,15
Погрешность положения будет равна ±0,38-0,11 = ±0,042 мм.
Величина отставания силового поршня от золотника будет равна
9 333
---------- • .__ — 0,011 = 0,038 — 0,011 = 0,027 см я 0,27 мм.
1040-3,14-2,54. К 4.4
180
На фиг. 7. 79 показано регулирующее устройство с гидроусилителем поворотного действия.
Здесь величина давления масла, действующего на сервопоршень, определяется тем, с каким отверстием корпуса золотника сообщены спиральные канавки на золотнике — с напорным или дренажным. В этом насосе следует отметить хорошее решение узла золотник — поршень. Здесь передача усилия от узла золотник — сервопоршень па перемещаемый блок насоса осуществляется через шариковый
Фиг. 7. 80. Пассс с сервомеханизмом.
подшипник; таким образом, колебания блока за счет люфтов в его направляющих не передаются сервозолотнику. На фиг. 7. 80 показан внешний вид насоса с сервомеханизмом. Поперечный разрез того же насоса приведен на фиг. 8. 7.
Дистанционное регулирование и регулирование по замкнутому контуру. Системы бесступенчатого регулирования, описанные выше, требуют расположения золотника управления в непосредственной близости к силовому поршню для обеспечения необходимой взаимосвязи одного с другим.
Любой вариант управления на расстоянии требует осуществления механической связи с золотником управления. Для изменения положения различных гидромеханизмов была разработана система регулирования по замкнутому контуру, в которой связь механизма с насосом осуществляется с помощью дифференциалов, соединенных с сервопоршнем и с передвижным блоком промежуточными рычагами.
181
Фиг. 7.81. Устройство с ручным приводом для регулирования подачи насоса.
На фиг. 7 81 показан вариант схемы регулирования с ручным приводом для перемещения поршня гидроцилиидра, в котором используются конические шестерни и винтовой дифференциал. Поворот маховика вызывает вращение вала с ходовой резьбой и его продольное смещение вверх или вниз, что, в свою очередь, приводит к соответствующему перемещению золотника управления.
Перемещение золотника управления вызывает увеличение подачи насоса, и поршень гидроцилиндра перемещается, стремясь вернуть насос в положение нейтрали. Таким образом, поршень всегда будет следовать за ходовой гайкой на валу так, как будто он жестко связан с ней.
Быстрое развитие электрических и электронных методов регулирования по схеме замкнутого контура позволяет осуществлять регулирование подачи насоса и изменение положения поршня гидроцилиндра без механической связи.
Система регулирования фирмы Oilgear под названием DY обеспечивает регулирование величины хода на расстоянии либо для любого числа заранее установленных ступеней подачи насоса, либо быстрого пропорционального бесступенчатого регулирования насоса; с помощью этой системы можно также осуществить регулирование положения и скорости какого-либо элемента по замкнутому контуру,
помощью электрических средств. В ее основу
Система работает с положен двухступенчатый гидроусилитель для изменения хода поршня.
В этой системе применена комбинация гидравлического усилителя вращательного движения, управляющего золотником гидравлического усилителя поступательного движения.
Небольшой электродвигатель с шестеренным редуктором вращает поворотный золотник первого гидроусилителя. Момент трения поворотного золотника поддерживается менее 0,75 кг см, поэтому электродвигатель реагирует па самые незначительные изменения напряжения.
Блокировка гидравлической сети такова, что в случае отключения либо гидро-, либо электропривода насос автоматически возвращается в нейтральное положение и открывается байпас из линии нагнетания в линию всасывания.
На фиг. 7. 82 показана электрическая схема регулирующего устройства. Она состоит в основном из двух параллельных сопротив-
182
лений, к которым подводится напряжение от сети, как к мостику Уитстона. Если взять точки па сопротивлениях, падение потенциала
до которых одинаково, то разность потенциалов между этими течками равна нулю. Перемещение положений одной из точек вызывает возникновение разности потенциалов между ними, которая пропадает, если другая точка также перемещается на соответствующее рас
стояние.
Оба сопротивления в действительности являются реостатами, один из которых перемещается вручную или с помощью какого-либо автоматического устройства для достижения желаемой величины хода. Разность потенциалов, которая возникает при смещении одной из кон-шктных точек, передается на усилитель, вторичная цепь которого подключена к клеммам электродвигателя постоянного тока, регулирующего величину подачи насоса. Этот юектродвигатель связан одной шестеренной передачей с гидравлическим усилителем поворотного движения, изме
Фиг. 7. 82. Электрическая схема системы регулирования хода першня насоса:
1 — шестерни; 2 — реостат обратной связи; 3 — реостат регулирования; 4 — магнитный усилитель; 5 — двигатель; 6 — тахогенератор; Uп — подводимое напряжение; Uoc — напряжение линии обратной связи.
няющим ход поршня, и дру-
гой — с шестерней второго реостата, или реостата обратной связи. При
повороте ротора мотора одновременно изменится ход насоса, и точка второго реостата переместится до такого положения, при котором разность потенциалов между двумя точками, идущая на усилитель, стремится к нулю. Возможность перехода точки регулирующего реостата в положение обратной разности потенциалов устраняется с помощью стабилизирующей цепи. Тахогенератор, также приводимый электродвигателем, создает напряжение, пропорциональное его числу оборотов. Выходная линия тахогенератора подсоединена так, что его э. д с. противоположна напряжению, подводимому к усилителю. Таким образом, это напряжение стремится предотвра-шть разгон электродвигателя регулирования в случае значи-юльных разностей потенциалов, возникающих в результате больших изменений в величине хода поршня гидроусилителя.
Весьма незначительный момент трения поворотного золотника и еще меньший момент трения в электрических устройствах допускают точность регулирования данной системы до 1 % от полного диапазона изменения хода поршня гидроусилителя.
Регулирующий реостат может быть выполнен в виде ручного потенциометра с бесконечным количеством контрольных точек.
183
Другой формой выполнения является магазин сопротивлений с шестью заранее установленными положениями. В последнем случае в реостате используются реле телефонного типа для включения шести потенциометров.
Насосы с электрогидравлическим устройством для регулирования подачи являются весьма гибкими и удобными как из-за возможности регулирования на расстоянии, так и ввиду того, что число переключений хода, достигаемых с помощью контакторного или релейного включения, практически не ограничено.
★Un
Фиг. 7. 83. Замкнутая система регулирования подачи насоса:
Un — подводимое напряжение; 1 — трансформатор с коэффициентом 1:1; 2 — автотрансформатор; 3 — мост сопротивления для установки положения поршня; 4 — тахогенератор; 5 — мост сопротивления для изменения подачи насоса.
В прессах для вытяжки алюминиевых деталей, там, где раньше регулирование происходило вручную и где использовалось большое число вспомогательных насосов, в настоящее время один насосный агрегат обеспечивает почти полностью автоматизированный цикл. Управление передается циклом в руки оператора только в наиболее важной точке цикла — в тот момент, когда происходит зытяжка металла. В гидропрессах, где ранее использовалась сложная механическая система передач к золотнику управления подачи отдаленного насоса, в настоящее время подведен один электрокабель; кроме того, электрогидравлическая схема дает возможность простой блокировки пределов регулирования хода, так что при достижении заранее установленного предела регулирования невозможно вручную увеличить подачу насоса — ручной рычаг управления работает только на выключение пресса.
Путем некоторых изменений в основном контуре управления его можно преобразовать в систему регулирования, работающую по замкнутому контуру.
На фиг. 7. 83 показана новая схема в применении к регулированию положения поршня гидроцилиндра. В этом случае исполь-i зуются две комбинации переменных сопротивлений с последователь-! ным соединением их точек с переменным потенциалом. Реостаты] 184
изменения хода аналогичны использованным в устройстве, покаянном на фиг. 7. 82 Мост, определяющий положение поршня гидроцилиндра, имеет реостат, регулируемый вручную, и одно переменное сопротивление. С помощью реостата положение поршня гидроцилиндра может быть установлено на расстоянии. Переменное сопротивление связано с поршнем гидроцилиндра и изменяется при его перемещении.
Для настройки системы регулирования положения поршня используется автотрансформатор, обеспечивающий оптимальную реакцию системы без возникновения значительных колебаний или разгона.
При первоначальном уравновешенном положении моста управления поворот рукоятки изменения положения поршня гидроцилиндра вносит разбалансировку в оба моста, в результате чего возникает разность потенциалов, которая, будучи увеличена магнитным усилителем, приведет электродвигатель управления насосом в движение и насос начнет работать, перемещая поршень гидроцилиндра. Оба реостата — как связанный с двигателем изменения подачи насоса, так и сдвигаемый перемещением поршня гидроцилиндра — будут стремиться восстановить равновесие в мостах по мере перемещения поршня в положение, определяемое рукояткой реостата управления. При достижении этой точки оба моста находятся в равновесном состоянии, подача насоса уменьшается до нуля и поршень гидроцилиндра находится в нужном положении.
Эта система является электрическим эквивалентом механической связи, показанной на фиг. 7. 81.
Преимущества электрической, системы управления ясны с первого взгляда. Здесь пет механической связи между насосом, поршнем гидроцилиндра и рабочим местом оператора. При механической системе такая связь должна быть осуществлена с помощью приводных валов, шестерен, винтов и рычагов.
Кроме того, здесь нет мертвых ходов, инерционных переходов положения и значительных сил трения, так как значительные силы преодолеваются в самом насосе. Поэтому такая система не требует тяжелых рычагов управления.
Другой возможной проблемой, которая может .быть решена с помощью аналогичной электрогидравлической схемы, является синхронная работа двух гидроцилиндров или гидромоторов. Эта проблема может быть решена и механическим методом с помощью двух устройств, показанных на фиг. 7. 81, связанных синхронизирующими шестернями.
В электрической схеме для восстановления соответствия между положениями поршней и величинами подачи насосов используется разность потенциалов, возникающая между аналогичными точками реостатов.
Регулирование скорости с помощью системы с замкнутым контуром может быть осуществлено и с помощью другой электрической системы. Как показано на фиг. 7. 84, низкое напряжение подводится
и открытие возможности
К усилители!
непосредственно к усилителю от отдельной клеммы сети. Тахогенератор, приводимый от поршня гидроиилиндра или гидромотора, развивает э. д. с., противоположную по знаку напряжению сети, поэтому скорость перемещения поршня гидроцилиндра или гидромотора будет всегда определяться положением перемещаемого контакта реостата.
На фиг. 7. 85 показан насос с присоединенной электрогидравли-ческой системой регулирования типа DY.
Совершенствование регуляторов электрогидравлического типа использования операционного метода анализа систем с обратной связью привело к тому, что в настоящее время разработаны разнообразные и гибкие схемы регуляторов, скорость реакции которых может быть заранее определена.
При использовании насоса с электро-гидравлическим регулятором в качестве основного в гидросистеме проблема регулирования становится проблемой правильного подбора электрического датчика, измеряющего величину сигнала и передающего эти данные на электрический усилитель. Связь между машиной и местом управления осуществляется с помощью небольшого количества электропроводов; электрическая часть регулятора представляет собой агрегат малой мощности и низкого напряжения; значительные уси
лия регулирования обеспечиваются с помощью компактных гидроусилителей, встроенных в насос. Если имеются точные данные о характере нагрузки, то путем использования линейных уравнений можно предсказать достаточно точно устойчивость, точность работы системы и время реакции.
Установка и эксплуатация насосов. Маем, применяемые в насосах. Насосы, описанные выше, являются прецизионным оборудованием, выполненным из наилучших имеющихся материалов при минимальных зазорах, обеспечивающих хорошие значения к. п. д. насоса и минимум утечки. Эти особенности следует постоянно иметь в виду при проектировании гидросистем, установке и эксплуатации насосов.
Следует строго придерживаться рекомендаций фирм-изготовителей относительно масел, которые могут быть использованы в этих агрегатах.
Ниже приводятся данные по маслам и требования к ним. Для использования з насосах могут быть выбраны лишь лучшие сорта смазочных масел.
Конструкция масляных баков. Баки для масла могут быть использованы в качестве опорной части насоса. Для этой цели подходят 186
Фиг. 7. 84. Замкнутая система регулирования скорости поршня:
1 — потенциометр для регулирования хода; 2 — специальный тахометр обратной связи;
3 — тахометр хода в линии обратной связи.
как литые чугунные, так и сварные стальные конструкции. В конструкции должны быть предусмотрены окна достаточного размера для полной очистки баков. Все эти окна должны быть хорошо закрыты и уплотнены прокладками для предотвращения попадания грязи и взвесей. Резервуары должны быть сообщены с атмосферой, для того чтобы обеспечить возможность засасывания масла насосом.
Фирма Vickers и другие фирмы обычно объединяют отверстие для залива масла, снабженное сетчатым фильтром, с отверстием для
Фиг. 7. 85. Реверсивный насос с регулируемой подачей фирмы Oilgear типа ДХ-15025 с электрогидр'авлической системой регулирования.
сообщения бака с атмосферой. Для этой цели можно использовать также обычные промышленные ьоздухофилптры типа АС или Airmaze. В резервуаре необходимо предусмотреть уровнемер для визуального определения количества масла.
Все маслопроводы, входящие в резервуар, должны быть погружены под уровень для предотвращения попадания воздуха в масло.
Необходимо предусмотреть ребра вблизи всасывающих отверстий для уменьшения колебания уровня масла.
В некоторых гидравлических системах используются вспомогательные бачки для предварительного зализа полости гидроцилиндра на части хода.
Масло из этих бачков либо заливается самотеком, либо засасывается при ходе поршня. Размеры воздушных отверстий должны быть достаточными, для того чтобы не образовывался значительный вакуум при отсосе масла из резервуара. В некоторых установках это приводит к значительному увеличению резервуара. Воздушные фильтры с...масляной ванной, изготавливаемые фирмой. Airmaze Corparation, достаточно хорошо, подходят для этой цели. Размер
187
отверстия под фильтр следует брать вдвое меньшим размера отверстия вентиля заливочного бачка.
Размеры баков. Объемы баков для масла, используемых в насосах и гидропередачах, должны быть достаточными для обеспечения нормального температурного режима работы насоса, для устранения воздухопоглощения и создания нормальных условий, при которых достигается сепарация масла от воздуха. Размеры баков, применяемых на практике, обычно выбираются эмпирическим путем, в зависимости от подачи насоса, периодичности его работы, наличия или отсутствия узлов, в которых происходит тепловыделение — таких, как дроссельные отверстия, измерительные диафрагмы, в особенности при повышенном давлении масла. Как правило, объемы баков для масла не должны быть меньше величины подачи насоса" за одну минуту.
В большинстве случаев удовлетворительными будут баки, объем которых равен удвоенной или утроенной минутной подаче насоса. В установках гидросистем, в которых используются крупные гидроцилиндры, требующие значительных объемов масла при заполнении, бак должен быть выбран с учетом возможных изменений его заполнения. Баки для заполнения гидроцилиндров должны быть втрое по объему больше последних.
Рекомендации, изложенные в этом разделе, не отличаются от приведенных ь первом издании данной книги.
Контроль температуры масла. Сохранение нормальной температуры масла является чрезвычайно важным Для гидравлического оборудования. Этот вопрос детально разбирался в разделе 2. 14.
Там приведены рекомендации фирм-изготовителей по максимальным температурам масла.
В рекомендациях JIC в качестве предельной температуры масла, при которой возможна продолжительная работа насоса, указана величина 54 °C (130° F), однако работа при более низких температурах имеет явные преимущества-
Нагрев масла в гидросистемах, естественно, вызван потерей энергии. Несмотря на то, что возможен достаточно точный хотя и трудоемкий расчет потерь в гидросистеме, обычно обходятся эмпирическими данными. Тепло, выделяющееся в гидросистеме, можно считать эквивалентным мощности, равной 20% от номинальной мощности привода. Эта цифра может значительно изменяться в ту или иную сторону в зависимости от к. п. д. насоса, наличия узлов в гидросистеме, в которых происходит тепловыделение и т. п. Вся эта тепловая энергия или ее часть в зависимости от условий работы может быть отведена в атмосферу стерками насоса, гидроцилиндров, бака и маслопроводов. Для установок со средней величиной давления, работающих при относительно легких условиях, масляные баки, выполненные по рекомендациям данного раздела, обычно оказываются достаточными для отвода всего тепла в атмосферу. Для расчета теплоотзода может быть использовано значение коэффициента теплопередачи, равное 2—3 ккал/м?чсС. 188 '
В некоторых установках приходится применять водяное охлаждение. Вопрос о том, в каком случае следует прибегать к этому методу охлаждения, решается в зависимости от требования к установке, характера ее работы и существующих традиций. Вообще говоря, гидросистемы среднего давления, использующие насосы роторного типа, при давлениях до 70 кг/см* обычно не требуют водяного охлаждения.
Так например, станки с гидроприводом редко снабжаются систе мой охлаждения, хотя некоторые из металлообрабатывающих станков, работающих в тяжелых условиях, в последнее время снаб
Фиг. 7. 86. Пластинчатый масляный холодильник Harrison.
жаюгся устройствами для контроля за температурой. Гидравлические прессы, работающие в условиях повышенного давления, обычно снабжаются водяным охлаждением.
Гидропередачи, работающие под постоянной значительней нагрузкой, иногда снабжаются системой водяного охлаждения.
К естественному теплоотводу радиацией через стенки резервуара можно добавить охлаждение с помощью водяного змеевика, расположенного в баке для масла. Такая установка не требует больших затрат, однако ее эффективность весьма ограничена, поэтому применение холодильников экономично только в небольших гидросистемах. В качестве материала змеевика обычно используется медь.
Гидросистемы, работающие при повышенных давлениях в тяжелых условиях, должны снабжаться масляными холодильниками и циркуляционными насосами.
В настоящее зремя выпускается несколько моделей холодильников, применение которых дает вполне удовлетворительные результаты.
189
На фиг. 7. 86 показан холодильник, который состоит из ряда охлаждающих пластин, заключенных в литой корпус. Каждая пластина состоит из верхнего и нижнего листа, отштампованного из сплава цветных металлов. На пластинах имеется продольное распределительное ребро, разбивающее поток масла и увеличивающее жесткость пластины. Несколько пластин, собранных вместе, представляют собой охлаждающий элемент, или сердечник. Расположение пластин таково, что вода свободно омывает охлаждаемые поверхности. К сердечнику добавляется верхняя плита; вся сборка
Фиг. 7. 87. Холодильник Ross’a:
7 — штампованные латун-ные бобышки; 2 — бесшовный медный корпус; 3 — латунные ребра, направляющие поток пр корпусу; 4 — прямые бесшовные трубы морского типа;
5 — шта'мпованныё латунные крышки; 6 — сменные ловушки продуктов коррозии с индикаторами; 7 — концы труб; развальцованы для обеспечения плотной посадки труб в концевых дисках; 8 минимальные зазоры между корпусом и ребрами, а также между ребрами-и трубами; уменьшают перетечку и неактивные площади холодильника.
спаивается медным припоем без доступа кислорода, устанавливается в литом корпусе и закрывается крышкой, снабженной прокладкой для устранения протечки воды.
Вода проходит через корпус холодильника. Теплообменник может работать при давлениях в системе до 5,25 кг/см2 при цикле давлений, меняющемся от давления всасывания к давлению нагнетания, и при постоянном давлении до 10,5 кг/см2..
фирма выпускает восемь типоразмеров таких холодильников, обеспечивая все возможные потребности в нормальном рабочем диа--пазоне гидравлического оборудования.
г. .Одним из. распространенных среди холодильников, трубчатого типа является холодильник Ross'a (фиг. 7. 87).
Т90
Холодильник — многотрубчатого типа с трубами, размещенными в корпусе между двумя головными щитами. Вода преходит по трубам, которые окружают масло.
Общие данные, приведенные ниже, помогут читателю в выборе подходящего масляного холодильника.
Тепловая нагрузка холодильника может быть определена, как это изложено выше, по величине мощности привода или, при желании, путем детального расчета потерь мощности.
Максимальная температура масла на входе должна быть не больше 50 °C; температура воды в соответствии с существующими условиями в среднем 24 С; следует предусмотреть расход масла, равный 95 л на 250 ккал отводимого тепла.
Это приведет к уменьшению температуры на 7 СС так, что на выходе температура будет равна 43 "С. Отношение количества расходуемой воды к количеству масла следует выбирать в пределах от —g— : 1 до 2 1 в зависимости от стоимости воды по сравнению со стоимостью холодильника; для холодильников многотрубчатого типа это отношение должно находиться в пределах от : 1 до 1:1. Эго приведет к расходу воды от 22,5 до 180 л на 250 ккал или к росту температуры от 1,4 до 11 °C.
При проектировании системы охлаждения необходимо предусмотреть соответствующие меры для предохранения холодильника от ударных давлений. Нормальное рабочее давление в холодильнике не должно превышать 0,7—1,05 кг!см"1. При пониженных температурах или повышенной вязкости масла могут быть допущены значительно большие давления в холодильнике, поэтому следует предусмотреть запас мощности в приводе циркуляционного насоса; кроме того, холодильник не должен находиться под давлением выше паспортного, в особенности при значительных пульсациях потока. Для этой цели рекомендуется защита холодильника с помощью предохранительных клапанов.
В большинстве случаев аксиально- и радиально-поршневые насосы оборудуются вспомогательными насосами, которые могут использоваться в качестве циркуляционных для охлаждения масла.
Сформулируем основные правила.
Если 20% мощности привода тратится на тепловыделение, то можно считать, что на 3,18 л!мин циркулирующего масла, идущего на охлаждение системы, приходится мощность привода, равная 5 л. с.
Таким образом, насос, приводимый двигателем мощностью 125 л. с., должен оборудоваться вспомогательным насосом с подачей 95 л!мин.
Такое соотношение обеспечит также и хорошую работу вспомогательных гидросистем регулирования, сервомоторов и т. п.
Масляное охлаждение может выполняться автоматически с помощью различных клапанов с термостатическим контролем, 191
Которые в настоящее время выпускаются различными фирмами. Для этой цели, по мнению автора, лучше всего подходят вентили с электроприводом, действующим от термостатических включа телей.
Увеличение стоимости воды наряду с отсутствием ее в отдельных случаях делает перспективным применение безводяных холодильников, или холодильников с малым расходом воды. Для этой цели были разработаны воздушно-масляные оребренные холодильники с принудительной циркуляцией воздуха. Такие холодильники применимы в тех случаях, когда температура масла на входе не превышает 55 °C. Для местностей с сухим климатом подходят холодильники испарительного типа. Такой холодильник состоит из змеевика, в котором циркулирует масло. На этот змеевик разбрызгивается вода и одновременно с противоположной стороны он обдувается воздухом, который затем выходит в отверстие наверху холодильника. Часть воды, проходя через струю воздуха, испаряется, вызывая охлаждение остающейся части. Температура воды приближается к точке росы; таким образом, и температура масла приближается к точке росы. Расход воды в холодильнике такого типа равен приблизительно 0,5 л на 250 ккал, что в 100 раз меньше среднего значения для холодильников трубчатого типа.
Чистота системы. Едва ли нужно объяснять читателю, внимательно следившему за всем описанием и указаниями, что при изготовлении и эксплуатации гидросистем необходима абсолютная чистота и должны быть предусмотрены меры для устранения грязи, окалины и различных инородных включений в масло. Особое внимание должно быть уделено вопросу очистки гидросистем со стороны изготовителей и эксплуатационников. Все отливки должны быть тщательно зачищены и промыты перед механической обработкой для удаления песка и формовочной смеси; различные заусенцы, выступы и надиры должны быть также удалены после механической обработки. Вее поверхности, не подвергающиеся механической обработке, следует покрыть маслостойкой краской, кроме тех случаев, когда в качестве рабочих используются синтетические жидкости, которые могут воздействовать на краску. Все термообработанные детали должны быть подвергнуты пескоструйной обдувке для снятия окалины. Все обработанные детали следует обезжирить и покрыть сухой пленкой перед сдачей на склад. Сборка должна производиться в абсолютной чистоте; при этом следует уделить особое внимание чистоте помещения сборочного цеха.
Аналогичные предохранительные меры должны иметь место и при испытании насосов. Масло, используемое при испытаниях, следует подвергать периодической фильтрации и через определенные промежутки времени менять. Испытанию агрегатов может предшествовать довольно продолжительная приработка, с постепенно увеличивающимся давлением или числом оборотов до расчетных показателей. При этом необходимо следить за температурой масла и величиной потребляемой мощности, а также определять к. п. д. насоса.
192
Перед отгрузкой все отверстия в насосе должны быть герметически закрыты. В настоящее время для этой цели выпускаются пластмассовые пробки, которые обеспечивают хорошее уплотнение отверстий против попадания грязи и воды и которые нельзя спутать с деталями насоса.
Такая же -ответственность за тщательность обслуживания и чистоту системы лежит да потребителях насосов. При установке насосов необходимо обеспечить идеальную чистоту баков для масла, вспомогательных бачков и всех других элементов гидросистемы. Трубопроводы должны быть прочищены; с них необходимо удалить (.садок и окалину.
В случае необходимости ремонта гидросистемы ремонтный персонал следует предупредить о том, чтобы грязв и опилки с пола не могли бы попасть в баки для масла, а также чтобы все отверстия в баках и другом оборудовании не были открыты в грязную и пыльную атмосферу.
В некоторых гидросистемах устанавливаются масляные фильтры высокого давления, через которые масло прокачивается циркуляционными насосами. Эгн фильтры имеет смысл применять тогда, когда количество масла в гидросистеме мало, как например, в авиа ционных гидросистемах и небольших станках. По опыту автора, в крупных гидросистемах, содержащих более тысячи литров масла, такие фильтры оказываются ненужными. Автор не может также рекомендовать применение фильтров па всасывании насоса. Хорошим фильтром высокого давления является фильтр фирмы Cuno Engineering Со.
Нагрузки и числа оборотов', общие данные. Едва ли необходимо вновь подчеркивать то, что рекомендации по рабочим скоростям и давлениям должны строго соблюдаться. Часто кажется целесообразным увеличить предел по давлению на несколько десятков атмосфер или предел по числам оборотов на несколько сотен оборотов, использовать чуть меньший агрегат, уменьшить затраты и т. п.
Такая практика приведет к весьма неприятным результатам: преждевременному износу, осложнениям в обслуживании. Основная часть стандартных агрегатов, имеющаяся в настоящее время в про даже, будет работать удовлетворительно в расчетном диапазоне. В этих машинах предусмотрены достаточные ресурсы для некоторых рабочих перегрузок, однако проектанту гидросистемы не следует учитывать эти ресурсы в своих расчетах.
Необходимо позаботиться о том, чтобы всасывающие линии были подходящих размеров и не обладали местными сужениями. Вообще говоря, высоты всасывания, большие одного метра, не могут быть рекомендованы.
Для работы поршневых насосов с регулируемой подачей и реверсивных весьма важными являются следующие соображения. Насосы с регулируемой подачей могут быть использованы как насосы одностороннего действия с распределителями, обеспечивающими
13 Эрнст 1211 193
реверс приводимого гидроцилиндра, или же как. насосы двустороннего действия, при которых реверс хода гидроцилиндра осуществляется измененной направления подачи насоса. При первой схеме поток в насосе всегда имеет одно направление.
В этом случае насос может быть установлен на резервуаре и сам засасывать масло. Возврат масла в резервуар от клапана управления должен осуществляться в точку, удаленную от всасывания, или же трубопровод возврата должен быть отделен перегородкой. В радиально-поршневых насосах, которые работают с дренированным внешним корпусом, утечка отводится в бак для масла. Для этой цели в нижней части корпуса должно быть предусмотрено дренажное отверстие. В это отверстие может быть ввернут ниппель с выходом, расположенным над уровнем масла. Если ниппель проходит через отверстие в крышке бака, это отверстие должно быть хорошо уплотнено для предотвращения попадания грязи.
Аксиально-поршневые насосы работают с заполненным корпусом и обычно снабжаются отверстиями для перелива масла. В некоторых случаях насосы поставляются с резервуарами, расположенными над ними. В этом случае насосы радиально-поршневого типа должны снабжаться резервуаром для приема утечки, а также вспомогательным насосом, перекачивающим утечку снова в верхний бак. Насосы аксиально поршневого типа не требуют этого вспомогательного оборудования; корпус нгссса должен быть только сообщен с внутренней полостью верхнего резервуара. Насосы с односторонней подачей могут быть включены в замкнутый контур путем подсоединения отвода от клапана управления к всасыванию насоса; при этом вспомогательный роторный насос должен подпитывать систему. Разность расходов между двумя полостями приводимого гидроцилиндра или гидромотора в этом случае обеспечивается с помощью вспомогательного насоса или с помощью разгрузочного клапана вспомогательного насоса. Обычно на вспомогательном всасывающем трубопроводе системы устанавливается обратный клапан, который обеспечивает подачу масла в поршневой насос без вспомогательной подпитки.
Давления подпитки находятся в диапазоне от 2,5 до 10,5 кг-см2.
В двухходовых насосах или в насосах с реверсом подачи также используются системы с атмосферным давлением перед всасыванием и системы с подпиткой. Одной из характерных особенностей таких насосов является то, что масло постоянно подается то в одну, то в дру-рую сторону системы. Эго способствует накоплению воздуха в системе при отсутствии постоянного давления. Таким образом, в системах без принудительной подпитки резервуар обычно располагают над насосом и приводимым цилиндром для обеспечения подпора столбом масла. В этом случае утечка из корпуса радиально-поршневых насосов возвращается в резервуар с помощью вспомогательного насоса,
В случае применения систем с принудительной подпиткой необходимо помнить, что подпиточный насос должен успевать заполнять 194
объем, возникающий за счет разности площадей между двумя сторонами гидроцилипдра, приводимого основным насосом. Подпиточные насосы, встроенные непосредственно в корпус поршневого насоса или приводимые от двигателя основного насоса, могут для этой цели не обладать достаточной подачей в случае значительной разницы в площадях, как например, в системах гидропрессов. В таких случаях необходимо применять либо особо крупные подпиточные насосы, либо допускать атмосферное давление перед всасыванием масла. В последнем случае следует предусмотреть меры против скопления воздуха в верхних точках системы. Гидроцилиндры с подпиточными резервуарами, расположенными наверху и снабженными клапанами подпитки, сами освобождаются от воздуха.
Обобщим вышеизложенное. Конструктор должен помнить, что четырьмя основными врагами масляной гидросистемы являются: грязь, тепло, вода и воздух.
Определение размера двигателя. Величина мощности, потребной для привода насоса при заданном давлении, может быть определена с помощью формул, приведенных выше; при этом необходимо учесть потребление мощности вспомогательными шестеренными насосами и другими приводными устройствами. Если величина мощности для пиковых нагрузок определена, то размер двигателя может быть найден по формуле для средней мощности
N - V ^?+4^+---+w^ • <7-84>
где Рj, Р2, . . ., Р„—процентная продолжительность работы, во воемя которой потребляется мощность N.it . . ., Nn. Есте ствеппо, что Рх + Р2 + . . + Рп = 100%.
Паспортная мощность двигателя не должна быть меньше вычисленной по формуле (7 84).
Перед окончательным выбором двигателя необходимо проверить его моментную характеристику.
Величины максимальных моментов электродвигателей устанав ливаются стандартами. Они обычно равны 300% для малых размеров и 200% для больших от величины нормального момента. С учетом возможного падения напряжения и других случайностей необходимо предусмотреть, чтобы максимальный нагрузочный момент насоса не превышал 75% от максимального момента электродвигателя.
Большинство насосов спроектировано для работы па числе оборотов двигателя при непосредственном приводе через упругую муфту. Если желателен цепной или ременный привод, то необходимо проконсультироваться с фирмой-изготовителем, так как не все насосы рассчитаны с учетом возможности дополнительней нагрузки, возникающей от передачи этого типа. Центровка двигателя относительно насоса должна быть весьма тщательной для устранения вибрации и дополнительных напряжений.
13* 195
7. 6. Шум и вибрация насосов
Шум всегда имеет место при работе роторных насосов. Основным источником этого шума является быстрое изменение давления, присущее насосам этого типа. В насосах шестеренного и шиберного типа это явление не очень заметно, однако в поршневых насосах с золотниковым распределением оно может привести к значительным трудностям. Влияние этого явления может быть сведено до минимума в насосах любого типа путем создания хороших проходных сечений на всасывании, предотвращения попадания воздуха в систему и «запирания» жидкости.
Эта проблема в применении к поршневым насосам будет рассмотрена более подробно.
В поршневых насосах золотникового типа в момент перехода через перекрыши на золотнике замкнутые объемы жидкости перемещаются из зоны высокого давления в зону пониженного и, наоборот. Это вызывает высокочастотные ударные волны и жужжащий звук характерный для работы таких насосов.
Исследования этого явления [9] показали, что уменьшение шума достигается в том случае, когда жидкость в полости вращающегося цилиндра предварительно сжимается на участке перехода от всасывания к нагнетанию. Это может быть достигнуто смещением напорного отверстия по углу до положения, при котором перемещение поршня вызовет требуемое повышение давления. Величина предварительного сжатия может быть вычислена следующим образом. Для чисто гармонического движения имеем [см. уравнение (7. 31)]
х — е — е cos o>Z;
объем, перемещенный за этот период, равен
ДУ = Fx.
Начальный объем равен V = 1,1 2eF (принимая 10%-ную величину мертвого объема), тогда
ДУ -= 2,2eFi\pC' (7.85)
или
2.2eFApC' = F (е — е cos и>1), (7. 86)
отсюда
cos at - 1 —2,2\рС. (7. 87)
Величина о>/ в этом случае представляет собой угол, на который должен переместиться замкнутый объем от положения мертвой точки до точки начала открытия нагнетательного окна (в предположении нулевого начального промежутка).
При обратном проходе от нагнетания к всасыванию условия более благоприятны, так как в этом случае переносится только мертвый объем.
196
Величина постоянной С требует дополнительного объяснения. Для обратного значения этой величины Loufhan [9] приводит цифру 12 600 кг!см2. Использование этого значения при расчете смещения окон дзет, по-видимому, хорошие результаты. Эта величина, однако, отличается от изотермического коэффициента сжатия, определенного Dow и FinK (см. раздел 2. 1). Величина адиабатического модуля .чпругости является той, которую обычно используют при определении скорости звука в жидкости.
Она равна
К' = К, (7.88)
Сп V
। де-у- — величина отношения удельных теплоемкостей.
К’ может быть определена из известного выражения для скорости пзука
(7-89)
К сожалению, в настоящее время очень мало надежных данных по величинам скорости звука в маслах, применяемых в гидросистемах. Автором была найдена одна ссылка [2], в которой отмечено, что скорость звука в касторовом масле равна 1,54 10® см/сек, р = 0,97-10“3 г-се№/ст4; что допускает величину скорости звука, равной 1525 м/сек, и К’=22 000 кг/см2. Принимая К — 17500 кг/см* (см. раздел 2. 1),
— = 1,26. (7.90)
cv
Теоретически для каждого заданного давления существует своя величина необходимого смещения начала напорного отверстия по углу; в действительности корректировка по углу, выбранная для промежуточного давления, улучшает работу во всем диапазоне давлений. Насосы с регулируемой подачей не могут быть скорректированы указанным путем, так как при изменении подачи меняются как величина мертвого объема, так и величина хода. При нулевой подаче мертвый объем — максимальный, а ход — минимальный. Если иежелателоные вибрации не устраняются в месте их возникновения, то их можно «отфильтровать» от гидросистемы с помощью дроссельного фильтра. Размеры такого фильтра могут быть определены методом электрической аналогии.
Частотный предел электрического дроссельного фильтра равен f = ~7= (7-91)
1с л/LC
В этом уравнении L — индуктивность, а С — емкость цепи.
В акустической цепи L представляет собой инерционность системы М, а С — упругость системы. На фиг. 7. 88, а показано схематическое устройство такой цепи. Насос прокачивает масло
197
через зауженную часть трубопровода, представляющего собой величину L, и на параллели с линией имеется заполненный маслом бак, представляющий собой величину С.
Величина инерционности равна
. . I
M-Q-p*
Величина податливости
тогда
fc =----------
пр'/Г,/'г-
или
= 0,282 -т- • а /с
(7.92)*
(7.93)
(7 94)
(7. 95)
здесь I — длина зауженного отрезка трубы в м;
d — диаметр трубы (внутренний) в лп,
V — объем присоединенного бачка в лг3;
с — скорость звука в масле в м/сек;
f — предельная проходящая частота в гц.
При проектировании фильтра сначала выбираются такие размеры зауженного участка трубы, чтобы величина расчетной подачи проходила через заужение без значительной потери напора.
Предельная частота должна быть выбрана заведомо более низкой, чем самая минимальная частота, которую желательно отфильтровать. (Нужно помнить, что резонанс имеет место при частоте, равной половине предельной.) Достаточное приближение к величине скорости звука даст цифра 1530 м/сек. Тогда требуемый объем V может быть определен по формуле (7. 95). Фильтр для гашения пульсации может быть выполнен и в других конструктивных формах, как это показано на фиг. 7. 88. бив.
* См. примечание в Главе 8, фиг. 8. 19.
198
Литература
1. Ермаков В. В. Основы расчета гидропривода. Ма'шгиз, 1951.
2 Есьман И. Г. Насосы. Гостехиздат, 1954.
3. М а л ь и Л. У. Поршневые гидравлические передачи с регулируемыми насосами. Судпромгиз, 1961.
4. Раздолии М. В Агрегаты воздушно-реактивных двигателей. Жидкостные объемные насосы. Труды МАИ им. Орджоникидзе, Оборонгпз, 1961.
5 X а й м о в и ч Е. М. Гидропривод и гидроавтоматика станков. Машгиз, 1959
6. Ю д и н Е. М. Шестеренные насосы. Обозонгиз, 1957.
7. John R. Е n g 1 i s h. Design Features of a High Pressure, Rotary Vane Hydraylic Pump-motor. Proc. Natl. Conf. Ind. Hydraulics, 6; 78, 1952.
8. Lawrence E. Kinsler and Austin R. Frey «Fundamentals of Acoustics», p. 503, John Wiley & Sons, New York 1950.
9. L о u t h a n G. W. Hydraulic noise Reduction by Piston Pump Modification. Prod. Engng, 23 (N 2), 178, February '952.
10. Roark R. I. Formulaes for Stress and Strain, p. 105, Me Graw-Hill Book Co, New York 1954.
r 11. Peterson R. E. Fatigue of Shafts Having Keyways, ASTM Proc. 32. 113—420. 1932.
12. P i g о t t R. I. S Some Characteristics of Rotary Pumps in Avation Service, irans. ASME, 66 (N 7) 615, October 1944.
13. R о b e r t E. R a у m о n d. Variable Displacement by Pulse Generation. Simplex Engineering Co, Zaneville, Ohio 1955.
Глава 8
ГИДРОДВИГАТЕЛИ И ГИДРОПЕРЕДАЧИ
8. 1. Роторные гидромоторы
В главе 7 были рассмотрены методы получения гидравлической энергии с помощью роторных насосов, приводимых в движение, например, электродвигателями. Эти насосы нагнетают масло под давлением по трубопроводам, т. е. передают гидравлическую энергию к месту ее использования. Здесь гидравлическая энергия снова трансформируется и выражается через момент и скорость вращения двигателя. Эта трансформация проводится с помощью роторных гидромоторов. Почти все конструкции насосов могут быть, по крайней мере теоретически, применимы в качестве гидромоторов, если к ним подавать гидравлическую энергию в виде потока масла под давлением. Не все конструкции роторных насосов будут эффективны в качестве гидромоторов, ввиду некоторых им присущих механических и гидравлических ограничений. Наиболее важными достоинствами гидромоторов является максимально-возможный диапазон регулирования чисел оборотов, малая инерция, компактность и тот факт, что они могут продолжительное время работать в режиме чисел оборотов, близких к нулю. В настоящее время разработаны гидромоторы, обладающие при данных габаритах и весе максимальной мощностью из всех существующих приводов. В тех случаях, когда в конструкции имеется источник гидравлической энергии, как например, в станках с гидроприводом, гидропрессах и других машинах, конструкторам следует продумать вопрос об использовании гидромоторов для выполнения вспомогательных функций. Гидромоторы находят широкое применение в приводах к машинам бумажной промышленности, печатной промышленности и в других областях производства, в которых требуется широкий диапазон и высокая ^точность регулирования скоростей. В настоящее время применяются шестеренные, шиберные и поршневые гидромоторы.
Шестеренные и шиберные гидромоторы. Шестеренные гидромоторы приобрели широкую популярность ввиду их простоты, дешевизны и компактности. Практически все фирмы, выпускающие 200
Фиг. 8.1. Шестеренный гидромотор с разгруженными шестернями.
серийно шестеренные насосы, выпускают также и серии гидромоторов. По принципу действия шестеренный гидромотор представляет собой обращенный насос, в который извне подводится масло под давлением. Общим свойством гидромотора и насоса является то, что давление прижимает шестерни в сторону, соответствующую выходному патрубку гидромотора или входному — насоса. Если в конструкции не предусмотрены специальные меры для устранения усилия от неразгруженного давления, шестерни должны быть размещены в корпусе насоса с достаточным зазором для того, чтобы не возникал металлический контакт между корпусом и шестернями при их отжим?. Это условие приводит к необходимости изготовления всех деталей насоса с весьма точными допусками. По этой же причине величина давления в шестеренных гидромоторах обычно не превышает 70 кг/см2, причем наилучшие характеристики достигаются при меньших давлениях. Шестерни в гидромоторах должны быть установлены па шариковых или роликовых подшипниках, так как при опорах скольжения трение при малых числах оборотов будет чрезмерно большим. В связи с тем, что в гидромоторах не возникает ка витация, скорость их вращения ограничена только механическими
условиями. Минимум числа оборотов определяется плавностью движения; для шестеренных гидромоторов минимальное число оборотов обычно равно 50 в минуту. Для того чтобы обеспечить реверсивность, шестеренные гидромоторы конструируются с внешним дренажем утечки. Насосы принято определять по величине подачи на один оборот; в гидромоторах характеризующей является величина момента на перепад давления, равный 1 кг/см2. Оба критерия взаимосвязаны, как это будет показано ниже. Значительные величины зазоров, необходимые для нормальной работы шестерен при больших неразгруженных усилиях от перепада давления, приводят к тому, что величина к. п. д. гидромоторов сравнительно низка. Величина полного к. п. д. редко превышает 65—75%. В шестеренном гидромоторе фирмы Vickers была удачно решена проблема разгрузки ротора от указанных усилий. Жидкость под соответствующим давлением подводится в карманы, противопоставленные полостям всасывания и нагнетания, так что в радиальном направлении шестерни гидравлически разгружены. Разрез гидромотора Vickers показан на фиг. 8. I. Эти гидромоторы имеют к. п. д., равный 70---80%, и развивают момент
201
до 90% от теоретического максимального момента. Максимальное давление, подводимое к гидромотору—70 кг/см2, рекомендуемое давление при длительной работе 42— 56 кг/см2, рекомендуемые вязкости масел от 50 до 70 сст при температуре 38° С. Гидромоторы поставляются как фланцевого типа, так и с отдельными кронштейнами. Диапазон моментов, развиваемых на 1 клсм- давления, от 2,5 до 15 кгсм.
Другим методом разгрузки, предложенным автором, являются поперечные сверления, ведущие из одного межзубового пространства в другое, диаметрально противоположное. (Для этого шестерни должны иметь четное число зубьев и должны Дыть выпол-
Фиг. 8. 2. Шиберный гидромотор фирмы Vickers:
/ — направляющее кольцо; 2 — шибер; 3 — ротор; 4 — вал мотора; А — автоматически уплотняется действием давления системы на напорный диск; В —выход при вращении вала против часовой стрелки; С — вход при вращении вала против часовой стрелки.
йены заодно с валом.) Количество сверлений равно количеству зубьев или межзубовых пространств; эти сверления, естественно, не должны пересекать друг друга. Такая конструкция создает практически полную гидравлическую разгрузку шестерен и обеспечивает превосходную работу гидромоторов при давлениях до 70 кг/см2.
В шиберных гидромоторах возникают некоторые специфичные конструктивные трудности. В шиберном насосе шиберы прижимаются к направленному кольцу под действием центробежной силы. Соблюсти то же условие в гидромоторе невозможно, так как мотор должен работать в диапазоне чисел оборотов от нуля до максимума. Существующие конструкции гидромоторов в основном отличаются по конструкции узла, обеспечивающего прижим шиберов к направляющему кольцу.
На фиг. 8. 2 показан принцип действия шиберного гидромотсра Vickers. Этот гидромотор работает так же, как и насос той же фирмы; в нем предусмотрены два диаметрально противоположных входа 202
и выходам, следовательно, на один оборот осуществляются два перемещения объема. Для прижима шиберов к кольцу используется система качающихся пружин; из фигуры видно, что одна пружина воздействует на два диаметрально противоположных шибера, работающих в двух разных фазах. Таким образом, пружины не деформируются, а только поворачиваются относительно центрального штифта. Это устраняет усталость пружины.
Шиберные гидромоторы фирмы Vickers выпускаются в диапазоне моментов от 4 до 32 кгсм на 1 кг/см2 при числах оборотов до 1800
в минуту и давлениях до 70 кг/см2. Значения к. п. д. меняются в пределах от 68 до 83%.
Фирма Racine выпускает серию небольших компактных гидромоторов, один из которых показан на фиг. 8. 3. Агрегаты рассчитаны на давления до 105 кг!см2, и числа оборотов до 3500 в минуту. Шиберы закрепляются с помощью штифтов, так что трение их о направляющее кольцо возможно только при малых числах оборотов. Гидромоторы Racine могут работать как при постоянном вращении в одном направ-
Фиг. 8. 3. Гидромотор Racine.
лении, так и при постоянном реверсировании с прерывистым
вращением, или почти в затор-
моженном состоянии. Гидромоторы выпускаются в трех типоразмерах с величинами объема на один оборот, равными 13, 26 и 52 см3. Возможны три вида установки гидромоторов: с фланцевым
присоединением к приводимым элементам, с отдельным опорным кронштейном и непосредственной установкой па корпус привода. Компании Denison Engineering и Dudco также выпускают серии шиберных гидромоторов в дополнение к своим насосам. Гидромотор Denison аналогичен шиберному насосу, описанному в главе?. Шиберы
прижимаются к направляющему кольцу с помощью цилиндрических спиральных пружин, расположенных в выточках тела шибера. В гидромоторе Dudco шиберы прижимаются к направляющему кольцу давлением масла, поступающего к внутренней грани шиберов через сверления в распределительном диске. Гидромоторы Dudco выпускаются на мощности до 124 л. с.
Момент, мощность и к. п. д. гидромотора. Основной целью гидромотрра, как и любого другого двигателя, является создание вращающего момента. Давление масла, подведенного к гидромотору, действует на поверхность зубьев шестерен, поршней или шиберов
203
и создает силу. Эта сила или ее составляющая, действуя по каса тельной к радиусу центра вращения, создает вращающий момент. Величина момента может быть выражена через мощность и число оборотов следующим образом.
Сила Р, действующая на расстоянии L от центра вращения, создает момент, равный PL. Работа, произведенная этой силой на протяжении одного оборота, равна 2лР1.. Если величину PL обозначить через УИ, тогда создаваемая мощность равна 2лЛ4л кем/мин или
2лМп
N -= -ьг.7.-;
л.
с.,
(8. 1)
или
,, Мп
N ~ 7.6,2
л.
с.,
(8. 2)
где М — момент в кгм.
Величину момента легко связать мотора следующим путем. Если величину вытеснения на один оборот обозначить q (см3/об), тогда
v 450 000
Приравнивая уравнения (8. 1) и (8. 2), имеем
Л4 = кгм,
подачей и давлением гидро-
л. с
(8. 3)
(8- 4)
где р — в к»1см*.
Выражение (8. 4) дает значение средней теоретической величины момента' для любого вида гидромотора вне зависимости от его геометрической формы.
Значения к. п. д. гидромоторов могут быть определены так же, как и у насосов. Величина объемного к. п. д. равна отношению между величиной геометрического изменения объема при данном числе оборотов и действительной величиной расхода при данном давлении и том же числе оборотов:
°0%. (8.5)
Под механическим к. п. д. подразумевается отношение между мощностью на валу гидромотора, определенной измерением момента на валу и числа оборотов, и расчетной мощностью, вычисленной по геометрической подаче жидкости з гидромотор при том же числе оборотов:
^=^•100%. (8.6)
Значение полного к. п. д. определится произведением величин механического и объемного к. п. д., или
Пп = По • 1Ъ-
(8. 7)
с
20т
то
Если учесть, что
., _ IQQeP - 75
_ AfH-75
л'’“ KW
(8.8)
(8-9)
Пример. Ниже будет рассмотрена работа шестеренного гидрсмотора, рассчитанного в главе 7, в качестве насоса При расчете приняты те же шестерни (5DP), с диаметром делительной окружности 66 «л и шириной 33 мм. Наружный диаметр равен 76 мм и диаметр, соответствующий рабочей глубине зубьев, 56 мм.
Момент
/ ftrfg nd? \
^[~4--------Г-)
«7 = (45 - - 24,7) 3,3 •= 67 слР.
др 200л
67-70 200-3,14
7,6 кгм.
7,6-1200 |оо
-^Тб^ = 12’8 л с '
При числе оборотов, равном 1200 в минуту, гидравлическая мощность может быть вычислена по моменту
N^-
по подаче и давлению
67-1200-70
450 000
Если принять величину механического к. н. д. 85%, тогда Мд- 12,8-0,85 - 10,9.
Действительный момент на валу равен
716,2-Ю,9 _
1200 “Ь’°2
кгм;
67-1200
1000-
- 80,5 л/мин;
80 5
г|0 — 90%; Q& == = 89,5 я/мин = 1,49 л!сек ,
Пн =
10,9-75-100
1,49-70-10
-- 76,5%.
Представляет интерес провести сравнение характеристик гидромотора с соответствующими характеристиками насоса. У насоса, расчет которого приведен ранее, потребляемая мощность равнялась 15,2 л. с., отдаваемая — 15,2 0,765 — 11,7 л с. Мощность, отдаваемая гидромотором, равняется 10,9 л. с., потребляемая — 14,5 л. с. Эго показывает, что, хотя оба агрегата имеют одинаковые размеры и одинаковые значения к. п. д., насос способен использовать большую мощность, чем гидромотор. Такое кажущееся несоответствие является свойством, присущим всем гидроприводам, и может быть объяснено следующим образом. Гидравлический агрегат, мотор
205
или насосограничен по мощности механической прочностью, которая определяет предел допустимого давления, и максимальной скоростью, ограниченной конструкцией подшипников и другими аналогичными соображениями, Таким образом, развиваемая насосом гидравлическая мощность зависит от величины объемного к. п. д. при условии, что мощность агрегата достаточна для покрытия механических потерь, в тс время как мощность гидромотора зависит только от величины механических потерь, в предположении, что достаточное количество жидкости пропускается через него, для того чтобы мотор работал на максимальном расчетном числе оборотов, вне зависимости от величины объемных потерь. Таким образом, если объемный к. п. д. агрегата выше, как в приведенном случае, агрегат работает лучше в качестве насоса, в то время как при большем значении механического к. п. д. большее использование мощности будет у гидромотора. Если механический и объемный к. п. д. равны, тогда использование мощности агрегата будет одинаковым при его работе как в качестве насоса, так и в качестве гидрсмотора.
Роторные гидромэторы радиальнопоршневого типа. Уравнения (8. 4) — (8. 6) и (8. 9), будучи общими, пригодны также и для расчета гидромотсров радиально-поршневого типа. Эти гидромоторы
являются обращенными вариантами насосов, описанных в главе 7. Однако не всякая конструкция роторного насоса может быть использована в качестве гидромотора из-за определенных конструктивных свойств, присущих этим агрегатам, которые будут рассмотрены ниже. Анализ работы гидромотора с бесконечно длинным шатуном. Кинематическая схема такого механизма приведена на фиг. 8. 4. Давление жидкости р, действуя на площадь F, создает силу, равную pF. Очевидно, эта сила не может создать момент па первичном роторе, поэтому момент должен быть создан па вторичном роторе. Этот момент имеет величину
М — pFe sin и/. (8. 10)
Фиг. 8. 4. К определению величины момента гидромотора при бесконечной длине шатуна.
Эта величина представляет собой мгновенное значение момента, создаваемого одним поршнем. В том случае, когда приводимым является первичный ротор, момент необходимо передать от вторичного к первичному через поршни. Эта промежуточная ступень передачи момента вносит дополнительные потери, ухудшающие к. п. д. агрегата.
Используя уравнение (8. 10), можно подсчитать величину среднего момента, передаваемого поршнем за полный цикл:
•TV JT
М = f f sin о>/4/(<OZ)--= (8.11)
ср ,} 2л 2я J v ’ я ' ’
о о
206
Уравнение (8. 11) после подстановки значения q = 2еЕ и выра жения М в кгм превращается в уравнение (8. 4). Если сравнить уравнения (8. 10) и (7. 33), то легко заметить, что выражения для момента и подачи аналогичны по форме. Анализ неравномерности подачи многопоршневого насоса, таким образом, применим к вычислению неравномерности величины момента. Незначительная нераз номерность величины момента может быть получена у многопоршпе-вых насосов, имеющих нечетное число поршней; при этом колебания чисел оборотов соответствуют колебанию момента, так как скорость пропорциональна величине момента. Следует отметить, что можно спроектировать гидромотор, устроенный по принципу, приведенному на фиг. 8. 4 с очень высоким к. п. д., в том случае, если снимать мощность с вторичного ротора. В этом случае поршни не передают рабочий момент и не нагружены никакими тангенциальными усилиями, кроме тех, которые возникают в результате трения крейцкопфов поршней по и*х направляющим и трения ротора в подшипниках. При этой схеме необходимо будет преодолеть некоторые трудности при конструировании узла передачи момента от вторичного ротора, особенно в гидромоторах с регулируемой подачей
Анализ работы поршневого гидромотора с конечной длиной шатуна может быть выполнен просто по аналогии с насосом. Из предыдущего (см. главу 7) видно, что мгновенная величина подачи одного поршня в этом случае равна
Qz --- Fwe ( “ sin wt cos со/ sin со/1 .
Расход масла на один поршень
sin со/------g- sin со/ cos со/ ,
1\ /
отсюда величина момента по аналогии с уравнением (8. 10) и (7. 33)
равна
М Fye
sin со/-—- sin со/ cosco/
(8- 12)
Определение средней величины момента по этой формуле дает то же значение, что и по уравнению (8. 11).
Из рассмотрения фиг. 8. 5 видно, что в гидромоторе с конечным размером шатуна момент непосредственно создается на первичном роторе составляющей от усилия, действующего на поршень. По такому принципу работает гидромотор фирмы Oilgear. Величина момента равна pFL. Если выразить величины pnL черезе, R и со/, мы получим уравнение (8. 12).
Конструкция гидромоторов радиально-поршневого типа. Конструкции гидромоторов такого типа аналогичны конструкции насосов. Как было указано, в качестве гидромоторов, у которых момент снимается с первичного ротора, хорошо могут работать только обращенные насосы при кинематической схеме с конечной длиной шатуна. Гидромоторы выполняются как с постоянной величиной
207
Фиг. 8. 5. К определению величины момента гидромотора при конечной длине шатуна.
пазоне нормальных
хода поршней, так и с переменной. Гидромоторы с постоянной величиной хода поршней являются машинами постоянного момента. Мощность изменяется пропорционально числу оборотов, а момент постоянен при всех числах оборотов и определяется величиной подводимого давления масла. Гидромоторы с регулируемым ходом поршней являются машинами переменного момента и постоянной мощности; здесь момент обратно пропорционален числу оборотов. Диапазон чисел оборотов для гидромоторов постоянной мощности не превышает 3 : 1 из-за ограничений по скорости.
Гидромоторы с постоянным ходом поршней срирмы Oilgear по конструкции такие же, как и насосы, показанные на фиг. 7. 53. Они выпускаются в восьми типоразмерах с нормальными моментами от 155 до 9350 кгсм. Рабочие давления при нормальных моментах равны приблизительно 84 и 126 ksIcm11. Допустимая величина пикового момента — 150% от нормального. Максимальные числа оборотов от 1090 до 800 в минуту, минимальные от 5 до 30 об/мин. Мощность выпускаемых агрегатов от 2 до 100 л. с., что покрывает широкий диапазон потребностей. Отношение величины передаваемого момента к теоретически возможной у гидро моторов достигает величины 95% на широком диапазоне чисел оборотов от 1200 до 100 и падает до 80% при практически заторможенном роторе. Моторы с регулируемой величиной хода поршней выпускаются в том же диамоментов. Они работают на меньших числах
оборотов при нормальном моменте для получения диапазона чисел оборотов 3 : 1 без превышения максимально-допустимых скоростей. Эти последние равны 2450 об/мин для наименьших и 1380 об/мин для наибольших агрегатов.
Насосы и гидромоторы могут быть объединены в гидропередачи, обладающие практически любыми желаемыми характеристиками. Комбинация насоса с регулируемой подачей с гидромотором нерегулируемого типа даст гидропередачу с постоянным моментом. Если величина геометрической подачи обоих агрегатов одна и та же, то число оборотов гидромотора будет несколько ниже, чем у насоса, из-за наличия утечек как у насоса, так и у мотора. Гидропередача описанного типа не является редуктором числа оборотов в общепринятом смысле этого слова; скорее ее можно назвать приводом с регулируемым числом оборотов.
Комбинация насосов с постоянной подачей с регулируемыми гидромоторами приводит к созданию гидропередачи постоянной мощности с переменным моментом. Передаваемая мощность гидропередачи постоянна в пределах допустимого диапазона оборотов гидромотора (обычно в пределах 3 : 1). В агрегатах Oilgear с постоянной мощностью насосы с постоянной подачей данного размера объеди-208
няются с гидромстором с переменной подачей па один размер выше; это приводит к уменьшению числа оборотов вдвое по сравнению с числом оборотов, отвечающим нормальному моменту гмдромаюра. Уменьшение хода до одной трети от нормальной величины приводит к увеличению числа оборотов до 150% от нормального.
На фиг. 8. 6 показана кривая к. п. д. гидропередачи фирмы Oilgear с отдельным насосом той же фирмы. При конструировании этих гидропередач необходимо придерживаться величины скорости масла в трубопроводах, всасывающих и нагнетательных окнах в пределах 1,5—3 м/сек. В этих агрегатах должны быть предусмотрены регулирующие клапаны для подпитки системы маслом для восполнения
Фиг. 8. 6. Характеристики । идропередачи, состоящей из отдельного насоса и гидромотора при полной нагрузке; расстояние между агрегатами не более 1,2 м, рабочая температура 48° С; вязкость масла — 65 сст при температуре 38° С:
/ —коэффициент момента гидромотора (измеряется в % по шкале к. п. д.); 2 — полная величина к. п. д. гидропередачи; 3 — мощность на входном валу 1идропередачи с насосом типа DS-2017 и гидромотором типа С-2017; 4—мощность на выходном валу гидропередачи с насосом типа DS-2017 и гидромотором типа С-2017.
Число ofopon/ot t кин бела гиВромотара
утечки. Агрегаты Oilgear обычно снабжаются бустерным насосом, поддерживающим в системе всегда несколько повышенное давление. На фиг. 8. 7 показан насосный агрегат с подпиточным обратным и разгрузочным клапанами.
Масляные резервуары емкостью, соответствующей одноминутной подаче насоса, оказываются удовлетворительными как для отдель ного насоса, так и для гидропередачи. Радиально-поршневые гидро-моторы работают с максимальным к. п. д. в диапазоне давлений 105— 125 кг/см2. В насосах и гидромоторах рекомендуется применение масел вязкостью порядка 65—-76 сст, применение которого дает хорошие результаты. Для тяжелых условий работы, как например длительная работа при максимальных нагрузках, может потребоваться водяное охлаждение масла.
В гидропередаче Oilgear для этой цели может быть использован вспомогательный бустерный насос, расход которого направляется через холодильник.
Гидромоторы аксиально-поршневого типа. Конструирование гидромоторов этого типа ведется по принципам, приведенным в предыдущей главе при описании конструкции аналогичных насосов,
14 Эрнст 1211 204
с тем исключением, что в гидромоторах несколько изменено расположение золотниковых отверстий и обычно зафиксировано положение наклонной шайбы.
Пример. Конструкция гидромотора такого типа может быть рассмотрена на примере расчета агрегата, спаренного в гидропередаче с насосом, описанным в предыдущей главе. Подача насоса равнялась 162 л/мин. Для того чтобы гидромотор имел
Фиг. 8. 7. Насосный агрегат Oilgear с подпиточным обратным и разгрузочным клапанами.
приблизительно то же число оборотов, что и насос при промежуточной нагрузке, а также для компенсации потерь на утечку, диаметр поршней принимаем несколько меньшим, чем у насоса: диаметр поршней 31 мм; ход 35 мм; максимальный угол наклона шайбы 20°.
Радиус окружности центров поршней в этом случае равен: о е 17,5
R ~ tg 20° 0,364 ~ 48 ММ'
Радиус 7? имеет эту величину в том случае, если шатуны поршней в положении, соответствующем мертвым точкам, параллельны оси насоса. Обычно следует так конструировать механизм привода, чтобы оси шатунов были параллельны оси насоса при наклоне шайбы, равной половине от нормального. Для этого блок цилиндров 2Ю
проектируется с радиусом /?, вычисленным, как указано выше, а шатуны в мертвых точках должны быть параллельны оси насоса при значении угла наклона шайбы, равном половине от нормального В этом случае при уменьшении или увеличении угла наклона шайбы гнезда шатунов в шайбе либо отдаляются, либо приближаются к оси насоса в положении мертвых точек. При этом могут быть внесены небольшие изменения з значения эксцентрицитета, угла или радиуса центров поршней в зависимости от того, что более удобно конструктору.
Значения объемного и механического к. п. д. принимаются равными 95%. Если насос подает в гидромотор 162 л/мин, величина должна быть равной
(?рп0 — 162-0,95 - 155 л/мин.
Если учесть, что
_ 2ДепМ
ГбСкГ ’
ГО
155-1000 ..п
П ~ 2-1,75-7,54-7 ^Off/лнш.
Принимая щ, — 0,95, имеем
Nd = 0,95-У/
Ne~~ 1^5 = 24 Л' С''
Na 0,95-24 -= 22,75 л. с.;
л - ^.^=.2^15 _090 ()д Na 162-24 ~~и’уи-
Момент на валу гидромотора равен
„„ „1п N 716,2-22,75
М — 716,2— = ---g—----— 19,2 кгм-.
п 850
22 75 к. п. д. гидропередачи т) = —~ 0,81.
Расчет-золотникового распределения для гидромотора. Для подсчета площади пепрорезанной части золотникового диска используем уравнение (7. 52); при этом значение коэффициента отношения давлений т принимаем равным 1,45:
Fz = 7,54-7 = 52,6 см2,
отсюда
л (d2 — а2) = 52,6-1,45 — 32,5-0,45 = 76,4 — 14,6 - 61,8 см-;
d — 58 ЛМ1; а — 38 мм; -у------------— — -- 0,83.
b — с 6
В предыдущих расчетах диаметры центров поршней, а также углы между двумя соседними поршнями были приняты одинаковыми для всех цилиндров как в одном, так и в другом агрегате. Если выпел нить это условие, скорость вращения вала гидромотора будет иметь неравномерность по обороту, присущую передаче с карданным шарниром, Эта неравномерность может быть уменьшена путем сдвига углов между соседними поршнями в насосе и гидромоторе. В гидромоторе с углом наклона шайбы, равным 20°, компенсация неравномерности может быть произведена как путем радиального смещения цилиндра, 14* 211
так и углового, в то время как в насосе она достигается только путем углового смещения. В гидромоторе некоторые из цилиндров ближе к центру, а другие — дальше, чем в насосе. Величина компенсации по углу или диаметру за счет изменения угловой скорости может быть определена из нижеследующего.
Уравнение (7. 60) показывает, что закон движения поршня, расположенного в плоскости вторичных осей шарнира Гука, носит синусоидальный характер по отношению к углу ©1. По отношению ко всем другим поршням это выражение неприемлемо. Если угловое положение гнезда шатунной головки в плоскости наклонной шайбы ио отношению к вышеупомянутым поршням обозначить через g и если соответствующий угол в плоскости, перпендикулярной оси вала, мы назовем буквой g, тогда величина последнего определяется следующим образом:
tg ф = tg at cos р, (8. 13)
где <р — угловое перемещение наклонной шайбы, отвечающее угловому перемещению вала, равному at 11], тогда
tg (ф + £) = tg (at + g) cos p.
(8 14)
Путем исключения Ф и разрешения уравнения (8. 14) относи-
тельно g имеем i^=-tg^ + dsin2wZ, (8- 151
где а - 2 — sin2 Р; b = sin2 Р; с = 2 cos Р; d = tg с sin2 p.
Таким образом, величина угловой поправки равна g— £, а линейной у (g — д), отсюда имеем
Ах = у (g — g) tg у, (8. 16)
где
(8-17)
Ввиду того что величина у меняется очень мало (от г cos р до г),
мы можем уравнение подставить постоянное среднее значение уср и записать следующим образом: tgy =—(8.18) & ’ IJcpd («/) 7
212
Из фиг. 7. 69 имеем
г2 = г* — у*, (8. 19)
а также
у 1 + cos2 a>t tg" р
Объединяя уравнения (8. 19) и (7. 57), получим
г = у cos at tg 0. (8 20)
Снова подставляя значение уср вместо у, получим
tg у = —tg Р sin со/,. (8. 21)
отсюда
Ах = — уср (g — £) tg Р sin а/. (8. 22)
С помощью уравнений (8. 15) и (8. 22) можно определить величину поправки Ах для любого углового положения £ гнезда шатунной головки (по отношению к вышеупомянутым поршням) на наклонной шайбе и любого заданного угла поворота вала со/. Добавляя эту поправку к величине х, полученной из уравнения (7. 60) для того же угла at, получим действительное перемещение данного поршня в функции угла поворота вала со/. Вычерчивая эту функцию и затем дифференцируя ее графически, можно определить величины скорости поршней или момента в функции от угла поворота вала. Последние графики могут быть скорректированы в направлении уменьшения неравномерности путем изменения фазовых углов или амплитуд на диаграмме. Следует отметить, что как х, так и Ах могут быть выражены в виде функций, содержащих основные и первые гармоники аС Эти функции могут быть продифференцированы и может быть получено аналитическое выражение для числа оборотов выходного вала и величины момента в функции от at. Кроме того, может быть получено аналитическое выражение для величин неравномерностей в результате суммирования всех скоростей поршней или моментов, которые затем могут быть скорректированы указанным выше путем для получения более плавной характеристики подачи или момента. Этот анализ весьма громоздок и автор не счел его достаточно интересным для опубликования в данной книге.
Аксиально-поршневые агрегаты. Одним из наиболее широко известных Гидромоторов этого типа, выпускаемых в настоящее время, является гидромотор фирмы Vickers-Waterbury. Эти агрегаты, имеющие постоянный ход поршней, аналогичны по конструкции насосам Vickers-Waterbury с постоянной подачей, но имеют зафиксированный угол наклона шайбы, равный 20°. Характеристики выпускаемых агрегатов приводятся в табл. 8. 1.
Фирма Vickers выпускает серию аксиально-поршневых гидромоторов весьма высокого качества. Конструкция этих гидромоторов соответствует конструкции насоса, показанного на фиг. 7. 59; ее отличием является зафиксированное положение опоры золотникового диска. Это устраняет необходимость в поворотных цапфах и сложных 213
Таблица 8.1
Данные по размерам и мощностям, гидромотороь Vickers-Waterbury, рассчитанных на тяжелые условия работы
Марка насоса Теоретическая величина подачи в см?1аб Теоритиче-ская величина момента в кгем на кг!см? Максимальное давление в кг[см? * Максимальная мощность на валу В Л. с. * Вес (приблизительный) в кг
ндвнд 89 13 210 45 79,4
2»/2ВНД 178 25.8 210 90 96,3
5Б11Д 356 51,8 210 180 177
10ВНД 696 106 210 270 322
15ВНД 1 070 156 210 324 453
20ВНД 1 425 207 210 360 590
35ВНД 2 500 363 210 630 1 245
50ВНД 3 560 519 210 771 1 680
75ВНД 5 520 780 210 1156 2 430
150 ВНД 10 700 1560 210 2025 6 800
300 ВНД 21 400 3100 210 3600 12 700
* Величина давления 210 кг! смг рассчитана на кратковременную работу насоса
и может быть эекомендована только в тех случаях, когда применение данного насоса
и характер рабочего цикла согласованы с фирмой-изготовителем.
проходах, использованных в насосе, в результате конструкция гидромотора становится весьма компактной. Такой гидромотор показан на фиг. 8. 8. Гидромоторы выпускаются в диапазоне подач на один оборот от 12,5 см3 при 3600 об/мин до 985 см3 при 900 об/мин. В серии девять типоразмеров, причем в каждом типоразмере предусмотрены два угла наклона шайбы. 23,5 и 30°. Рабочие давления: 140 кг!'см2 при продолжительной работе и от 175 до 210 кг/'см2 при кратковременной работе. Коэффициент момента равен 0,95; величина объемного к. п. д. от 92 до 97% в зависимости от условий работы. Рабочий момент при самых низких оборотах равен 90% от теоретического. Ряд важных преимуществ, присущих этим гидромоторам, обеспечил насосам широкое применение в различных сферах использования гидроприводов. Значительные момент и мощность создаются в машине с весьма малыми габаритами. Это уменьшает плечо силы трения и увеличивает механический к. п. д. мотора. Момент инерции ротора гидромотора to/?2 — практически минимально возможная величина для машины такой мощности, что делает возможным ее применение в сервомеханизмах повышенной точности. Поршни насоса практически не несут боковой нагрузки; ни одна деталь в гидромоторе не находится в условиях сухого трения и ни одна не имеет значительных концентраций напряжения. Ведущий момент передается непосредственно на шатуны; карданный шарнир нагружен только моментом трения от вращающегося блока цилиндров.
Гидромоторы бесшатуниого типа. Фирма Denison выпускает серию гидромоторов, практически аналогичных по конструкции 214
насосам той же фирмы. Разрез гидромотора показан на фиг. 8. 9 Поршни опираются на гидростатические взвешенные башмаки
которые, в свою очередь, передают усилие на наклонную шайбу с зафиксированным наклоном. Опорные башмаки связаны вместе и прижаты к наклонной шайбе дисковым фланцем. Последний прижат к башмакам подпружиненным плунжером с шарико вой головкой, что создает плотный контакт башмаков с шайбой. Эта конструкция лучше конструкции, в которой используются внутри поршней пружины, так как центральная прижимающая пружина имеет постоянное натяжение и, следовательно, не подвержена явлениям усталости. Как и в насосе, здесь применен роликовый подшипник, воспринимающий радиальные силы от блока цилиндров
В аксиально-поршневом гидромоторе, выпускаемом фирмой Oil -gear, используется принцип вращающегося поршня, аналогично
Фиг. 8. 8. Аксиально-поршневой гидромотор Vickers.
тому, как это делается в поршневых насосах той же фирмы. В конструкции имеются плоские золотниковый распределитель и опорный
Фиг. 8. 9. Аксиально-поршневой гидромотор Denison.
диск. Фирма выпускает шесть типоразмеров таких гидромоторов в диапазоне мощностей от 1 до 60 л. с. при числах оборотов от 1600 до 800 в минуту. Эти гидромоторы работают плавно при весьма
215
малых числах оборотов — до 1 в минуту. Коэффициенты момента достигают 96% как при малых, так и при больших оборотах. Рабочие давления гидромотора равны 77,5 кг/см'2, для агрегатов мощностью до 20 л. с. и 120 кг/см? для самых крупных гидромоторов. Компания выпускает комбинации гидромоторов с редукторами. Эти агрегаты могут быть поставлены для практически любых параметров по числу оборотов и моменту с бесступенчатым их изменением.
8.2. Объединенные гидропередачи
Создание объемных гидропередач предшествовало развитию современною гидропривода. Некоторые из этих передач были положены позднее в основу конструкции отдельных объемных насосов. Другие были созданы в результате объединения существующих насоса и гидромотора, как например гидропередача Oilgear. Еще одна группа агрегатов выпускается только в виде гидропередач.
Гидропередача состоит из генератора гидравлической энергии или насоса, обычно с регулируемой подачей, и гидромотора, который может быть как с регулируемым, так и с постоянным ходом поршней. Оба агрегата заключены в общий корпус и включают в себя резервуар, который содержит рабочую и подпиточную жидкость. Каналы, расположенные внутри корпуса, соединяют насос с гидромотором
Обычно в агрегат включается вспомогательный или бустерный насос, который обеспечивает подпитку системы, поддерживает некоторое давление в системе и обслуживает сервомеханизмы управления. Агрегат защищается предохранительными клапанами от перегрузки при любом из направлений вращения. Рабочие давления обычно ниже тех, которые используются в отдельных насосах и гидромоторах. В гидропередачах обращается особое внимание на высокое значение к. п.д., так как проблема снятия тепла в таких небольших машинах довольно сложна. Сочетание регулируемого насоса с нерегулируемым гидромотором дает гидропередачу с постоянным моментом и переменной мощностью. При данной величине нагрузки или давления масла мощность пропорциональна оборотам, а момент постоянен в широком диапазоне чисел оборотов.
Объединение насоса с постоянной подачей с регулируемым гидромотором приводит к созданию гидропередачи постоянной мощности. При данной величине давления мощность постоянна в пределах между минимальным числом оборотов, определяемым геометрической величиной расхода гидпомотора при максимальном ходе его поршней и максимальным числом оборотов при уменьшенной величине подачи насоса, определяемой конструктивными соображениями (предельные числа оборотов подшипников и т. п.). Величина момента меняется обратно пропорционально числу оборотов. Эти агрегаты обычно выпускаются с диапазоном чисел оборотов, равным 4:1. Насосы с регулируемой подачей могут быть объединены с регулируемыми гидромоторами для получения любой желательной ком бинации момента и мощности. Такая конструкция обеспечивает 216
широкий диапазон чисел оборотов. Настройка гидромотора на максимально-возможный ход поршней в сочетании с уменьшением подачи насоса уменьшит мощность и число оборотов передачи при постоянном моменте до минимальных значений, определяемых потерями на утечку. С другой стороны, уменьшая ход поршней гидромотора при полной подаче насоса, можно увеличить число оборотов выходного вала гидромотора до максимально-возможного значения, которое ограничивается конструктивными соображениями; при этом момент
ч 3
Фиг. 8. 10. Гидропередача Gerotor с регулируемым числом оборотов:
1 — распределительный вал; 2 — шиберный гидромотор; 3 — резервуар; 4 — охладительные трубки; 5 — вентилятор; 6 — шиберный насос; 7 — бустерный насос.
изменяется обратно пропорционально числу оборотов, а величина мощности остается постоянной.
Гидропередача Gerotor. Этот агрегат, показанный на фиг. 8. 10, объединяет шиберный насос с таким же гидромотором — оба в регулируемом исполнении. Гидромотор имеет большую величину объемного вытеснения, чем насос. Характеристики такого агрегата описаны выше и показаны на фиг. 8.11. Этот агрегат рассчитан на передачу мощности, равную 4,5 л. с., но может быть отрегулирован и на меньшую мощность ограничением максимальной подачи насоса.
Как видно из фиг. 8. И, максимальная величина момента, несколько большая 575 кгем, развивается при максимальной величине вытеснения гидромотора и при средней величине подачи насоса, расположенной между минимальной (при нулевом числе оборотов гидромотора) и максимальной подачей (при числе оборотов гидромотора, равном 559 в минуту, и числе оборотов насоса, равном 217'
Фиг. 8. 11. Характеристики гидропередачи Gerotor модель 45В515'. число оборотов приводного вала 1500 в минуту; • внутреннее давление 21 кг/см*-, давление подпитки 3,5 кг/сл2: / — подводимая мощность; 2 — максимальный момент; 3 — максимальная^ выходная мощность; 4 — полный к. п. д.
Фиг. 8. 12. Гидропередача Oilgear.
218
1500 в минуту). Подводимая и отводимая мощности в этой точке принимают максимальные значения и остаются практически постоянными, подача насоса уменьшается с увеличением числа оборотов и уменьшением момента.
Можно отметить, что в данном агрегате корпус шиберного насоса вращается в шариковых подшипниках, так что трение шиберов о корпус ограничено разностью переносных скоростей корпуса и шиберов за счет смещения шиберов относительно центра вращения. Агрегат весит 147 кг и требует заливки 5,7 л масла. Масляный резервуар выполнен заодно с агрегатом и не требует дополнительных устройств для внешнего охлаждения. Даже з случае длительной работы почти в заторможенном состоянии агрегат не греется чрезмерно. Рабочее давление агрегата 24,5 кг/см*.
Гидропередача Oilgear. На фиг. 8. 12 показана гидропередача фирмы Oilgear. Насос с регулируемой подачей и гидромотор с постоянным ходом поршней размещены в одном корпусе и имеют распределительный вал, размещенный в центральной части корпуса.
В конструкции корпуса предусмотрены отверстия, связывающие клапаны подпитки с отверстиями в распределительном валу. Подпитка маслом обеспечивается встроенным шестеренным насосом, который всегда поддерживает избыточное давление во всей гидросистеме.
Предусмотрена защита от перегрузки агрегата при работе в обоих направлениях с помощью дифференциальных разгрузочных клапанов. В корпусе содержится достаточно масла для работы агрегата.
Эти гидропередачи выпускаются в пяти типоразмерах с мощностью привода от 3 до 26 л. с. Минимальные числа оборотов выходного вала от 5 до 30 в минуту. Как и все передачи с постоянным ходом поршней гидромотора, данный агрегат является передачей постоянного момента с мощностью, пропорциональной числу оборотов На фиг. 8. 13 приведены габаритные размеры гидропередачи мощностью 5 л. с. Любая из систем регулирования, описанных в главе 7, может быть поставлена с этим агрегатом. Системы регулирования фирмы Oilgear могут быть размещены на любой из сторон корпуса для удобства монтажа и управления. Гидропередача имеет очень высокое значение к. п. д. На фиг. 8. 14 показана кривая к. п. д. гидропередачи DSC 2. 020 в функции от числа оборотов выходного вала при полной нагрузке. Гидропередачи работают при давлении от 77 до 120 кг!см\ допустимое пиковое давление равно 150% от нор мального.
Эта фирма недавно выпустила новую конструкцию гидропередачи, показанную на фиг. 8. 15. Гидропередача весьма компактна; в неё введено ряд усовершенствований. Среди них — наклонные поршни, опирающиеся на каленые реакторные кольца. Вместо распределительного валика используются плоские золотниковые диски. Сила, стремящаяся отжать золотниковый диск, уравновешивается вспомогательными поршеньками, расположенными в диске, в отличие 219
Фиг. 8. 13. Габаритные размеры гидропередачи типа DSC:
1 — ведомый вал; 2 — ручное управление; 3 — ведущий вал; 4 — отверстие для подсоединения вспомогательного насоса 12 мм; 5 — масляный фильтр, клапан регулирования подачи и штуцер для измерения давления; 6 — стандартный распределительный блок; 7 — холодильник.
Фиг. 8. 14. Характеристики гидропередачи DSC 2.020 при полной нагрузке; рабочая температура 49° С, вязкость масла 60 сст при 38° С.
J — коэффициент момента (измеряется по шкале к. п. д.);
2 — полный к. п. д. гидропередачи; 3 — подводимая мощность гидропередачи; 4 — выходная мощность гидропередачи.
от уравновешивания давлением под рабочими поршнями, применяемого в аксиальных насосах.
Установка весит 41 кг и развивает мощность в 3 л. с. при числе оборотов выходного _вала 1600 в минуту. Стандартные системы
Фиг. 8. 15- Новая конструкция объединенной гидропередачи Oilgear.
регулирования, поставляемые для крупных насосов, могут быть также поставлены с гидропередачей для достижения желаемого
Фиг. 8. 16. Гидропередача Vickers Waterbury.
вида регулирования подачи и давления насоса. Гидропередача поставляется также в виде отдельных узлов насоса и гидромогора, соединенных между собой трубопроводами.
Гидропередача Vickers-Waterbury. Этот агрегат показан на фиг. 8. 16 Гидропередача работает в корпусе, заполненном
221
Таблица 8.2
Гидропередачи Vickers-Waterbury для стандартных условий типа G
Номер типоразмера Диапазон чисел оборотов в об/мин Мощность агрегата при круглосуточной работе в л. с. * Рабочий момент в кгсм * Вес (приблизительный) в кг
2 0—900 13 1 020 154
5 0-600 19 2 330 204
10 0—550 33 4 350 350
15 0-550 49 6 530 500
20 0—500 60 8 700 680
35 0—450 94 15 210 1086
50 0—450 135 21 700 1540
75 0—400 180 32 600 2000
150 0—350 315 66 000 3720
* Рабочая мощность и рабочий момент агрегата основаны на рабочем давлении, равном 42 кг)см, принятым для длительной работы насоса. Кратковременная нагрузка может быть на 25% больше и для отдельных случаев еще выше. Мгновенная перегрузка может быть в 2—2,5 раза больше нормальной в зависимости от применения агрегата.
маслом, и оборудована резервуаром для компенсации расширения масла. 3 клапанной плите насоса смонтированы разгрузочный и подпиточный клапаны. Каждый из узлов гидропередачи — насос и гидромотор — аналогичны по конструкции описанным ранее. Эта гидро-
SU
10 ,.75 °' сп
* 30
20
10
О Ю 20 30 tf'l 50 60 70 60 59 '0 и Скорость брсцении дала 6 % ст наминальнай (епичииы
Фиг. 8. 17. Зависимость к. п. д. гидропередачи Vickers-Waterbury от скорости вращения (момент постоянный).
передача рассчитана на максимальное давление, равное 105 кг/см2,, в отличие от описанных ранее насосов и гидромоторов для тяжелых условий работы, которые рассчитаны на давление 210 кг/см2. В табл. 8. 2 приведены данные по выпускаемым типоразмерам гидропередач.
Отличительным свойством этой передачи является максимально-возможный диапазон оборотов. На ней можно работать при одном обороте в минуту. Такая возможность обеспечивается высоким классом изготовления, прецизионной посадкой поршней
и тем, что утечки в агрегате минимальны в результате применения гидравлически уравновешенных золотниковых дисков. Кривая к. п. д. агрегата приведена на фиг. 8. 17.
Гидропередача Vickers с регулируемым числом оборотов. Насосы Vickers в регулируемом и нерегулируемом исполнении могут быть поставлены объединенными в одном корпусе с целью образования
гидропередачи.
222
Фирма Vickers выпускает свои гидропередачи в широком диапазоне типоразмеров и комбинаций с мощностями от 2 до 500 л. с. Минимально рекомендуемое число оборотов — 50 в минуту; максимальное — до 3600 в минуту в небольших машинах. Внешний вид передачи приведен на фиг. 8. 18.
Регулирование числа оборотов в гидропередачах. С принципиальной точки зрения, возможность регулирования числа оборотов в объемных (гидростатических) гидропередачах является весьма хорошей. В отличие от электропередач и гидродинамических передач здесь может быть обеспечена полная синхронизация числа оборотов
Фиг. 8. 18. Гидропередача Vickers.
входного и выходного валов при передаче момента. Нарушение синхронизации в этих передачах возникает в результате действия утечек в прецизионно-пригнанных поршневых парах и золотниковых дисках. Эти потери на утечку находят свое выражение в объемном к. п. д. насосов и гидромоторов. Агрегаты с гидравлическими уравновешенными плоскими золотниковыми дисками имеют очень высокие значения объемных к. п. д. Так например, в хорошо изготовленной объемной гидропередаче полная величина объемных потерь может быть не более 5% при полной нагрузке на агрегат.
Регулирование числа оборотов в этих пределах вполне допустимо для многих случаев практики; для его осуществления необходимо применить какую-либо из систем изменения величины вытеснения. В тех случаях, когда необходима высокая точность регулирования или весьма низкие выходные обороты, или когда число оборотов должно находиться в какой-либо связи с заданной величиной, требуется применение системы регулирования с обратной связью. Регулирование скорости вращения по системе обратной связи является одним из старейших методов регулирования. Центробежный
223
регулятор паровой машины Уатта может послужить одни'м из примеров такой системы. Такие регуляторы должны работать в сравнительно узком диапазоне угловых скоростей и, следовательно, неприменимы для гидропередачи с чрезвычайно широким диапазоном чисел оборотов. Для них должно быть найдено другое устройство, обеспечивающее постоянство угловой скорости.
Для этой цели оказались удовлетворительными тахогенераторы, работающие взаимосвязанно с устройством для регулирования перемещения, такие, как например регулятор Oilgear DY, (фиг. 7. 84).
В качестве датчика постоянной угловой скорости может быть использован синхронный двигатель, включенный в схему с механическим или электрическим сравнива-
Фиг. 8. 20. Система регулирования скорости вращения Hytac с насосом переменной подачи.
Фиг. 8. 19. Система регулирования скорости вращения Hytac с компенсированным дроссельным клапаном.
ющим устройством. Было создано также и чисто гидравлическое устройство, обеспечивающее высокую точность работы и обладающее минимальной сложностью.
Эго устройство, названное системой Oilgear Hytac, дает возможность регулирования выходного чиста оборотов гидропередачи на расстоянии с точностью до ±0,2%, а также синхронизации по оборотам двух или более вращающихся элементов в соответствии с потребностями.
На фиг. 8. 19 показано простейшее устройство гидравлического тахометра. Регулятор подачи насоса выполнен с противопоставленной пружиной, либо с дифференциальным поршнем, нагруженным давле нием от насоса с постоянной подачей, расположенного па одном валу с основным насосом. Расход масла от насоса с постоянней подачей измеряется с помощью регулируемого дроссельного измерительного устройства с компенсацией давления 1 и далее направляется в точно изготовленный гидромотор с постоянной величиной вытеснения,
1 Разъяснение принципа работы этого устройства см. в главе 10. 224
приводимый от вала основного гидромотора. Расход масла чеоез измерительное устройство регулируется так, чтобы обеспечить желаемое число оборотов мотора. Система находится в равновесии тогда, когда расход через измерительное устройство равен величине вытеснения гидромотора с постоянной подачей, являющегося командующим устройством или гидравлическим тахометром. Легко заметить, чго эго оригинальное устройство уменьшает изменение числа оборотов от утечек в гидропередаче, имеющей значительные площади утечки и работающей при меняющемся давлении до величины, соответствующей утечкам в компактном гидромоторё, работающем при номинальном давлении с максимальным объемным к. п. д. Измерительное устройство может изменять величину подачи в результате изменения температуры и вязкости масла. Более точная схема регулирования может быть получена путем замены комбинации насоса с постоянной подачей и измерительного устройства на насос с регулируемой подачей. Получающаяся в результате схема, как видно из фиг. 8. 20, достаточно проста.
В некоторых типах промышленного оборудования, как например в системах перематывания тканей, точная синхронизация большого количества вращающихся валов становится серьезной проблемой. Здесь также возможно применение схемы, изображенной на фиг. 8. 20, с некоторыми модификациями. Каждая из последующих комбинаций насоса с мотором имеет собственный гидравлический тахометр, и все тахометры соединены последовательно, как это показано на фиг. 8.21. Контрольная точка каждого насоса размещается в центре интервала между собственным гидравлическим тахометром и последующим. Если оба тахометра работают так, что их подача одинакова, объем масла в линии между тахометрами остается постоянным и поршень регулирующего цилиндра насоса остается неподвижным.
Если выходной вал какого-либо из гидромотопов уменьшает число оборотов, например в результате увеличения сопротивления, соответственно ему меняется число оборотов гидротахометра и его расход уменьшается; это приводит к перемещению регулирующего поршня в направлении ускорения движения выходного вала до угловой скорости, соответствующей равенству подач обоих тахометров и, следовательно, равенству угловых скоростей обоих гидромотооов. Величина разницы между скоростями соседних приводов также может быть отрегулирована изменением величины вытеснения отдельных гидротахометров. Система последовательно включенных тахометров имеет известные ограничения. Эти тахометры выполняют не только функцию измерения числа оборотов; они также должны подавать масло в цилиндры регулирования подачи основного насоса. Таким образом, оказывается невозможным сохранить полный синхронизм между раздельными агрегатами при переменных условиях работы. Величина погрешности за счет потерь на утечки в каждом из тахометров последовательно нарастает, что ограничивает число агрегатов, которое можно установить последовательно. При
15 Эрнст 1211 225
определенных условиях работы такой системе присуща неустойчивость. Некоторые из этих осложнений могут быть устранены применением параллельного тахометрического привода, как показано на фиг. 8. 22. В этом случае гидротахометр, приводимый каждым отдельным гидро
мотором, работает последовательно со своим управляющим тахо
Фиг. 8. 22. Система с параллельным соединением гидротахометров.
Фиг. в. 21. Система с последовательным соединением гидротахометров.
метром, а все управляющие тахометры приводятся отдельной регулируемой гидропередачей. Фирмы-изготовители провели расширенные лабораторные испытания систем регулирования и получили их основные характеристики. К последним относятся как характеристики реакции на периодическое изменение нагрузки, так и реакция на ступенчатые изменения нагрузки. Эти данные по зволяют предсказать скорость реакции, величину погрешности и степень устойчивости приводов в рабочих условиях Г
8, 3. Гидродвигатели возвратно-поступательного действия (гидроцилиндры)
Наиболее старым- и наиболее употребляемым видом машины, использующей гидравлическую энергию, является гидроцилиндр. Гидроцилиндры обеспечивают привод различных механизмов от тяжелых гидропрессов до небольших шлифовальных станков, развивая усилия ст тысяч тонн до сотен килограммов.
Гидравлические цилиндры могут быть как одно-, так и двухдействующими. Конструкция первых, показанная на фиг. 8. 23, дает
1 Фиг. 8. 21, 8-'22 и описательный материал, относящийся к ним, взяты из [3J.
226
возможность применения гидравлического давления для действия в одном направлении и требует специальных цилиндров для возврата плунжера в начальное положение. Эти цилиндры изготовляются диаметром от долей сантиметра до полутора метров и выше.
Гидроцилиндры двойного действия приобрели широкую известность со времени возникновения прикладной гидравлики. Они изготавливались до 1200 мм по диаметру и для любых давлений, встречающихся в практике прикладной гидравлики. Цилиндры двойного действия выпускаются стандартного и специального типов.
На фиг. 8. 24 показан крупный гидроцилиндр специальной конструкции для гидропрессов и им подобных гидромашин. Легко
Фиг. 8. 23- Гидравлический цилиндр одинарного действия.
Фиг. 8. 24. Гидравлический цилиндр двойного действия.
заметить, что возврат поршня гидроцилиндра в начальное положение обеспечивается действием давления на площадь кольца между цилиндром и штоком.
Материалы и конструкция. Гидравлические цилиндры изготавливаются из легированного или высокопрочного чугуна для низких давлений (до 70 кг/см2) и стального литья, поковок или трубного проката для повышенных давлений. Цилиндры из стального литья обычно изготавливаются с куполообразными крышками, как это показано на фиг. 8. 23. Для цилиндров, выполненных из поковок или сварных частей, это не всегда осуществимо. Радиусы и У?2 равны соответственно двум третям и одной трети от D. Толщины стенок цилиндров могут быть рассчитаны по обычным формулам для толстостенных цилиндров, нагруженных внутренним давлением. Напряжение в стенках гидроцилиндра возникает в трех направлениях, причем главные напряжения на внутреннем диаметре (в точке максимума напряжений) равны
<b = -£^-p; (8.23)
о2 = —р; (8. 24)
ff3 = Q2_~77 Р- (8. 25)
Для обычных случаев в гидроцилиндрах <т2 и <т3 не имеют достаточной величины, для того чтобы существенно повлиять на величину 15* 227
результирующего напряжения, поэтому в качестве критерия служит величина Величина допустимого напряжения зависит от материала и применения гидроцилиндра; для чугунных цилиндров она равна 420 кг/см2, для стальных цилиндров 840 кг/см2, для высоконапряженных авиационных гидроцилиндров до G000 кг/см2.
Куполообразные головки обычно имеют ту же толщину, что и цилиндр. Плоские головки цилиндров должны рассчитываться по формулам плоских плит с полужестким закреплением по краям. Для плоских плит, выполненных заодно с цилиндром, необходимо предусмотреть небольшой радиус закругления в местах соединения плоской крышки с цилиндром. Гидроцилиндры размером менее 100 мм по диаметру должны изготавливаться из углеродистой стали закаленной и прошлифованной или хромированной. Цилиндры с диаметром более 100 мм могут быть выполнены из модифицированного чугуна, расточены и шлифованы. Уплотнения гидроцилипдров, применяе мые в настоящее время, обычно самоуплотняющегося или автоматического типов eV-образными манжетами, или О-образными кольцами.
V-образные манжеты предпочтительнее для гидроиилиндров больших размеров и с повышенными давлениями. Для стальных гидропоршней, закаленных и шлифованных рекомендуется применение однородных синтетических уплотнительных колец. Такие кольца выпускаются от V8 до 15 дюймов по внутреннему диаметру. Рекомендуется применять одно кольцо на каждые 35 кг/см2 давления, однако никогда не следует применять менее двух колец. В табл. 8. 3 приведены рекомендуемые для применения размеры колец.
Таблица 8.3
Диаметр поршня в мм Ширина кольца в мм Высота кольца в мм
Де 13 4,8 2,1
32 6-4 2,1
6-1 7,9 3,55
98 9,5 3,95
140 11,1 4,98
420 12,7 4,98
На фиг. 8. 25 показано в увеличенном масштабе поперечное сечение V-образной манжеты для уплотнения поршня при поступательном перемещении. В том случае, если желательна установка металлических проставных колец, они могут изготовляться из алюминия или бронзы и должны быть спроектированы с учетом установки с манжетами.
В табл. 8. 4 приводятся рекомендуемые величины допусков и зазоров в уплотнениях. Проставные кольца с впадинами должны устанавливаться по тем же допускам, что и манжеты. Кольца с выступом могут иметь зазоры по 0,4 мм с внешней и внутренней стороны. 228
Таблица 8.4
Внешние диаметры в лии Допуск (номинальный) в мм Внутренние диаметры в мм Допуск (номинальный) в мм Суммарные зазоры
Минимальный в мм Максимальный в мм
Гидропоршни или их штоки ДО 63 Л1Л. —0,05 —0,10 Диаметр сверления нажимной втулки дс 63 мм +0,05 +0,10 0,1 0,2
То же выше 63 мм —0,075 —0,125 Выше 63,5 мм 0,075 | 0,125 0,15 0,25
Внешний диаметр нажимного кольца до 83 мм —0,05 —0,1 Внутренний диаметр корпуса уплотнения до 83 мм 4-0,05 4-0, [В 0,1 0,2
То же выше 83 мм —0,075 —0,125 Выше 83 лл | 0,075 1-0,125 0,15 0,25
Для гидроцилиндров, выполненных из чугуна, не следует применять манжетные уплотнения из однородного материала. Здесь может быть
рекомендовано применение V-сбразпых манжет, состоящих из хлопчатобумажной ткани, пропитанной неопреном. Такие уплотнения
обычно поставляются в комплекте с верхним и нижним проставным
кольцом. И в этом случае одно уплотнительное кольцо ставится на каждые 35 кг/см2 перепада. Такие манжеты могут быть установлены с менее жесткими допусками, чем выполненные из однородного материала. Зазоры между поршнем и нажимной втулкой уплотнения колеблются в пределах от 0,25 до 0,75 мм в зависимости
Фиг. 8. 25. Поперечное сечение V-образной манжеты.
от размера. Ширина колец изменяется от 12,7 до 19,1 мм и больше также
в зависимости от размера поршня. V-образные манжеты, армированные тканью, могут быть установлены с поперечным разрезом, что не может быть рекомендовано для манжет из однородного материала. Разрезные манжеты следует устанавливать с относительным сдвигом разрезов каждой из последующих манжет. Такие манжеты
поставляются в готовом для использования виде и их не следует сдвигать, так как небольшая перекрыта материала, имеющая место на стыке разреза, необходима для нормальной работы уплотнения.
229
Обработка. Все поверхности, которые контактируют в гидро-цилиндрах с манжетами, должны быть гладкими; их следует шлифовать, притирать или хонинговать. Все поверхности, выходящие наружу, должны иметь твердое хромовое или другое, аналогичное ему, покрытие. Рекомендуемые значения величин неровностей при обработке приведены ниже. Высота неровностей поверхности штока или расточки цилиндра до 0,4 мк; других поверхностей, относительно которых манжеты не перемещаются, но должны обеспечить неподвижное уплотнение, 0,8 мк.
Однако во многих конструкциях использовались и используются поверхности со значительно большей шероховатостью; вместе с тем
Фиг. 8. 26. Подпружиненное манжетное уплотнение.
можно утверждать, что долговечность уплотнения непосредственно зависит от качества обработки поверхностей подвижных деталей.
Ориентация манжет. На установках, в которых давление действует в обе стороны, как например в гидроцилиндрах двойного действия, необходимо устанавливать противопоставленные комплекты V-образных манжет так, чтобы уплотнительные кромки каждого из комплектов были обращены к камере сдавлением. Проставное кольцо со впадиной во всех случаях должно быть установлено вплотную к центральной жесткой части поршня так, чтобы нагрузка от давления на один комплект манжет не передавалась на другой.
Замечания по установке манжет. Узлы с уплотнительными манжетами следует констру
ировать так, чтобы не требовалось протаскивать манжетные кольца через резьбовые поверхности или другие
поверхности с острыми кромками. Зазор между такими поверхностями и манжетами должен быть не менее 10% от полного попереч
ного размера манжеты. Такие меры предосторожности устранят
возможность повреждения манжет, которые могут вывести из строя гидроцилиндры во время работы.
Нажимные втулки уплотнений могут изготавливаться из чугуна, стальных покозок или проката. При использовании стальных гидроцилиндров втулки следует делать из бронзы. Напряжение в шпильках уплотнения должно быть умеренным. Гайки уплотнения должны быть самотормозящимися.
Во всех возможных случаях следует использовать нерегули
руемое уплотнение с пружинным нажимом по типу, показанному на фиг. 8. 26. Втулки с пружинным нажимом создают более постоянную величину трения в уплотнениях; долговечность уплотнений с пружинным нажимом может быть установлена заранее; устраняется возможность перезатяжки или недостаточной затяжки уплотнения, а также ликвидируется необходимость в частом обслуживании
230
уплотнения. Величина нагрузки на один сантиметр длины манжеты может быть рекомендована равной 0,9 кг.
Поршни гидроцилиндров двойного действия могут уплотняться с помощью чугунных разрезных колец. Некоторые изготовители колец такого типа разработали специальные чугунные кольца для применения в гидропередачах. Примером такой конструкции может послужить ступенчатое кольце фирмы Koppers Со [1 I. Число колец изменяется от минимального—двух, до максимального — восьми.
Допуски на изготовление и размеры зазоров поршней и расточек под поршни должны соответствовать рекомендациям, даваемым в табл. 5. 1. При соблюдении этих рекомендаций достигается хорошая установка поршня и практически маслопепроницаемое уплот-
нение.
Величина дифференциальной площади зависит, естественно, от необходимого усилия при проведении возвратного хода, скорости движения и т. п. Следует помнить, однако, что существует нижний предел этой площади, которого не следует нарушать. Если величина достигаемого усилия на дифференциальном поршне при любом данном давлении ниже, чем усилие
Таблица 8.5
Диаметр поршня D не более в мм Минимальная разница между диаметром поршня и штока (£> — d) в мм
150 6,4
500 12,7
800 10,1
1000 25,4
трения, создаваемое поршневыми
колщами, тогда поршень не сдвинется с места, как бы не повышалось давление. Минимальные размеры дифференциальных поршней, полученные в результате практики, приведены в табл. 8. 5. Небольшая коническая фаска на входе в цилиндр упрощает установку поршневых колец в расточке цилиндра. Продольный размер уплотнения определяется с учетом необходимости осуществления небольшого бурта на поршне, в который упирается последнее кольцо уплотнения. Не рекомендуется применение пакета колец, по ширине большего 33 мм; в случае значительной разницы в диаметрах поршней следует предусмотреть отдельную головку цилиндоа. Дифференциальные поршни небольших диаметров могут изготавливаться из стали с чугунными цилиндрами. В качестве поверхностной обработки рекомендуется закалка с последующей шлифовкой, а также хромирование. При этом могут быть использованы и уплотнительные кольца из однородного материала. Цилиндры такого типа обычно изготавливаются с двумя головками, причем стык между головкой и цилиндром должен быть уплотнен прокладками. Для целей силовой гидравлики здесь обычно используются О образные кольца или уплотнения полностью замкнутого типа. Прокладки следует делать из мягкой отожженой меди; их ширина должна быть в пределах 3—6 мм и толщина 1,5—3 мм. Для этих целей очень хорошо подходят многослойные уплотнительные прокладки Goetze, которые следует применять несколько большей ширины.
231
На фиг. 8. 27 показана конструкция цилиндровой головки с прокладкой этого типа. Крышка цилиндра должна быть достаточно жесткой для предотвращения ее прогиба при затяжке болтов. Весьма популярным стало применение болтов с утопленной головкой. Болты следует размещать близко друг к Другу; напряжения в них должны выбираться с учетом значительной предварительной затяжки. Плотностьтакого вида неподвижного уплотнения целиком и полностью зависит от величины давления, создаваемого болтами; задача надежного уплотнения здесь довольно сложна. Эти осложнения устраняются при использовании О-образных колец, которые в последнее время находят все более широкое применение. О-образные кольца, как подсказывает название, имеют круговое поперечное сечение и устанавливаются в проточке с небольшим натягом. Давление жидкости стремится выдавить кольца в щели, тем самым обеспечи
Фиг. 8. 27. Конструкция головки цилиндра с уплотнением прокладками
Фиг. 8. 28. Конструкция головки цилиндра с О-образным кольцом.
вая их надежное уплотнение. Цилиндрическая крышка притягивается болтами к плоскости торца цилиндра, создавая начальное сжатие О-обрэзного кольца (фиг. 8. 28). Необходимо обеспечить высокое качество обработки проточки под кольцо; небольшие задиры, раковины и отверстия могут послужить причиной выдавливания кольца и его разрыва.
О-образное кольцо способно выжиматься через прорезь не бопее 0,02 мм. Эти кольца поставляются практически любого ди; метра в широком диапазоне нормализованных размеров по ширине. Линейные размеры О-образных холец приводятся в табл. 8. 6. Внешний диаметр расточки под кольцо следует делать равным или слегка меньшим, чем внешний диаметр кольца, для предотвращения выпадания кольца из канавки при демонтаже.
Цилиндры двойного действия с поршнями, имеющими манжетные уплотнения. Для большинства возможных случаев применения чугунные кольца являются весьма надежными уплотнениями для поршней гидроцилиндров. Если расточки цилиндров и поршни достаточно хорошо обработаны и изготовлены в правильных допусках, то утечка через такие уплотнения минимальная. Имеются, однако, случаи применения, при которых утечка через поршень должна быть равна нулю, как например в авиационных гидросистемах. В этих случаях поршни следует уплотнять с помощью V образных манжет. Конструкция гидроцилиндра такого типа показана 232
на фиг. 8. 29. На фигуре показан гидроцилиндр авиационного типа, однако аналогичная конструкция может быть использована в станках, и в других областях, где применяется гидропривод.
Таблица 8.6
Габаритные размеры в мм Ширина в мм Глубина выточки 4-0,000; —0,12 в мм Минимальный натяг в мм
6,4—110 1.75±0,07 1,32 0.38
14,3—158 2,6±0,07 2,1 0,43
25,4—388 3,5+0,1 2,86 0,56
Примечание. Во всех случаях следует использовать максимально-возможную ширину, допускаемую размерами узла.
Рекомендации, приведенные в данной главе, по хаоактеру обработки, зазорам и т. п. для установки V-образных манжет справедливы и для манжет, уплотняющих поршни. Поверхности гидроцилиндров, работающих с уплотнениями этого типа, следует хромировать. Для этой цели применимы только стальные цилиндры.
Фиг. 8- 29. Типовая конструкция гидроцилиидра с уплотнениями V образного типа:
1 — контргайка; 2 — О-образное кольцо; 3 —проставное кольцо; 4 — V-образ-ная мапжэта; 5 — опорное кольцо; 6 — гайка регулирования прижима манжет; 7 — узел регулирования хода поршня; 8 — место сварки.
Одним из последних достижений в области прикладной гидравлики является изобретение О-образного кольца Нильсом Христиан-сеном. Этот тип уплотнительного устройства практически преобразил авиационные гидроприводы и в настоящее время распространяется и в промышленную гидравлику благодаря своей дешевизне, простоте и несложности установки. О-образные кольца применяются в уплотнениях как неподвижное, так и подвижного типов. Примером применения таких колец в качестве неподвижного уплотнения может 233
Таблица 8. 7
Размеры для О-образных колец* в мм
Номинальная ширина Номинальный внутренний диаметр Действительная ширина Минимальное поджатие Длина канавки +0,12; —0,00 Радиус дна канавки
1,00 0,74 1,00+ 0,075 0,125 1,59 0,25
1,25 1,06 1,25+0,0/5 0,150 1,83 0,25
1,5 1,42 1,5± 0,075 0,200 2,16 0,50
1,75 1,78 и 2,56 1,75+0,075 0,250 2,38 2,52 0,50
1,6 3,2—100 1,75± 0,075 0,250 2,28 0,50
2,4 9,5—150 2,6± 0,075 0,250 3 56 0,59
3,2 19—380 3,53+ 0,10 0,300 4,82 0,75
4,8 38—115 5,33+0,125 0,425 7,11 1,25
6,4 115—392,5 7,00± 0,15 0,736 9,65 1,5
* Приводится по данным компании Linear но-допустимую величину, которую позволяют Inc. Следует использовать максималь-размеры узла.
послужить прокладка головки цилиндра, описанная выше. Другой вид установки этих колец в качестве неподвижных уплотнений показан на фиг. 8. 29. Подвижные уплотнения с О-образными коль-
Фиг. 8. 30. Типовая конструкция гидроцилиндра с уплотнениями О образного типа.
цами применяются на поршнях и штоках. Типовой пример применения О-образных колец в качестве подвижных и неподвижных показан на фиг. 8. 30. Все элементы гидроцилиндра — поршень, шток и крышки цилиндров — уплотнены такими кольцами. В табл. 8. 7 и 8. 8 приведены стандартные размеры этих колец и рекомендуемые допуски на их установку.
Пример. Определение величины диаметра поршневой канавки и канавки втулки сальника.
1. Определение диаметра канавки на поршне.
Для того чтобы определить диаметр канавки на поршне, необходимо:
а) взять диаметр расточки цилиндра;
б) добавить к нему величину положительного допуска;
в) вычесть удвоенную величину ширины кольца;
234
Таблица 8.8
Рекомендуемые допуски на изготовление в мм
На расточку цилиндра . 0.05 Х 0.00, не более На диаметр поршневой канавки и канавки втулки сальника На диаметр штока . 0,000 * 0,050
44,5 ± 0,025 До 38,2
124 ±0,0375 » 114
400 ±0,05'0 » 392,5
г) прибавить удвоенную величину минимального поджатия;
д) в результате имеем величину диаметра поршневой канавки, т. е.
«а» 47,5
|- «б» 0,05
47,55
- «в» 1 0,4
37Д5
«г» 0,85
«д» 38,00 мм ’
что равно минимальному диаметру поршневой канавк/.
2. Определение величина поджатия.
1. Для минимального поджатия:
а) берется максимальный диаметр расточки цилиндра;
б) вычитается величина минимального диаметра канавки;
в) имеем в результате удвоенную максимальную глубину канавки;
г) величину максимальной глубины канавки;
д) вычитаем из максимальной ширины кольца;
е) имеем в результате минимальную величину поджатия:
«а» 47,55.
— «б» 38,10
9^5
«г» 4,77
«д» 5,20 — 4,77 = 0,43 мм.
II. Для максимального поджатия:
а) берется минимальный диаметр расточки цилиндра;
б) вычитается величина максимального диаметра канавки;
в) имеем в результате удвоенную минимальную глубину канавки;
г) величину минимальной глубины канавки;
д) вычитаем из максимальной ширины кольца;
е) в результате имеем величину максимального поджатия:
«а» 47,50
— «б» 38,11
9,39
«г» 4,69
«д» 5,46 — 4,69 = 0,77 мм.
235
3. Определение диаметра канавки втулки сальника. Для определения диаметра канавки втулки сальника необходимо:
а) взять диаметр штока поршня,
б) вычесть из него величину отрицательного допуска;
в) дооаьить к полеченному удвоенную минимальную ширину кольца;
г) вычесть удвоенную величину минимального поджатия;
д) в результате имеем величину максимального диаметра канавки втулки сальника, т. е.
«а» 25,4
— «б» 0,05
25Д5
«в» 6,86 32,21
— «г» 0,61 зцГ’
31,6 — максимальный диаметр канавки втулки сальника.
4. Определение величины поджатия:
а) берется максимальный диаметр канавки;
б) из него вычитается минимальный диаметр штока;
в) имеем в результате удвоенную максимальную глубину канавки;
г) величину максимальной глубины канавки;
д) вычитаем из минимальной ширины кольца;
е) имеем в результате минимальную величину поджатия, т. е.
«а» 31,6
— «б» 25,35 «в» 6,25
«г» 3,125
«д» 3,425 — 3,125 = 0,300 мм.
а) Берется минимальный диаметр канавки;
б) вычитается из него максимальный диаметр штока поршня;
в) имеем в результате удвоенную минимальную глубину канавки,
г) минимальную глубину канавки;
д) вычитаем из минимальной ширины кольца;
е) имеем в результате максимальную величину поджатия, т. е.
«а» 31,55
— «б» 25,40 «в» 6,15 «г» 3,075
«д» 3,63 — 3,075 = 0,565 мм.
В то время как О-образные кольца в качестве неподвижных уплотнений применимы в любых диапазонах давлений, используемых в гидроприводах, возможность их использования в качестве уплотнений в подвижной паре ограничена давлением 105 кг/см1 в том случае, если не используются поддерживающие кольца. Последние представляют собой кожаные кольца, устанавливаемые по обеим сторонам О-образного кольца для предотвращения его затаскивания в зазор между поршнем-и цилиндром. Применение поддерживающих колец является выгодным и для пониженных давлений, так как они 236
значительно увеличивают срок службы уплотнения. Эти кольца поставляются в размерах, приведенных в табл. 8. 3.
Для колец используются трапециевидные канавки с шириной на дне, приведенной в табл. 8. 9, расширяющиеся кверху под углом порядка 5°. Радиус у основания канавки равен 0,8 мм.
Таблица 8. 9
Ширина О-образною кольца в мм Ширина поддержи-рзющрю кольца в мм Ширина канавки в мм
1.6 1,22 1,61
2,4 1,22 5,67
3,2 1,22 6,75
4,8 1,78 9,9(1
6,4 2,67 19.65
С помощью данных, приведенных в этой главе, возможно определение размеров деталей, уплотняемых О-образными кольцами.
Качество поверхностей деталей, работающих в паре с О-образ-пым кольцом, должно быть следующим:
шток поршня или расточка цилиндра — 1гс. к не более 0,4 мк;
поверхности канавок — hc,K не более 0,8 мк. О-образные кольца могут использоваться только со стальными цилиндрами и штоками поршня. Для этой цели подходят только каленые и шлифованные или хоомированные штоки. Может быть рекомендовано применение колец, как показано на фиг. 8. 30, в случае использования О-образных колец в качестве подвижного уплотнения.
В табл 8. 10 приводятся размеры рекомендуемых радиальных зазоров для установки О-образных колец при диаметрах поршней 70, 80 и 90 мм. Такие кольца находят и другие применения в гидроприводах, кроме описанных выше, например в различных клапанных и регулирующих устройствах.
Таблииа 8. 10
Давление в кг/см2 Максимальный радиальный зазор в мм
70 80 90
0-17,5 0,25 0,25 0,37
17,5—35 0,20 0,25 0,25
35—70 0 125 0,20 0,25
70—105 0,075 0,125 0,20
105—140 0,100 0,125
140—210 — 0,075 0,100
210—350 — — 0,075
237
При использовании уплотнений этого типа весьма важными,
как было сказано выше,
являются хорошее качество поверхности, высокая твердость поверхностей, защита от попадания твердых абразивных частиц и грязи. Уплотнения как с ()-, так и с V-образными кольцами и в особенности с армированными V образными кольцами хорошо подходят для применения в установках с повышенным давлением. Для установок с пониженным давлением и особенно в случаях, когда необходимы небольшие усилия трения, более подходящими окажутся манжетные уплотнения обычного типа и обычные прокладки в качестве неподвижных уплотнений.
U-образные манжеты из однородного материала могут быть рекомендованы
Макс.зазор 0,75
Фиг. 8.31. Узел уплотнения с U-эбразной подпружиненной манжетой.
ввиду низкого трения в манжетах в тех случаях, когда давление не превышает 70 кг!см?. Они поставляются с квадратным поперечным сечением в диапазоне размеров от 3 до 10 мм.
Для применения совместно с ними может быть рекомендована металлическая распорная втулка, лучше всего подпружиненная, как это показано на фиг. 8. 31. Характер обработки поверхностей и зазоры между штоком и втулкой сальника аналогичны таковым для О-образных колец.
Фланцевые манжеты, армированные тканью, часто применяются в качестве уплотнения поршня (фиг. 8 32). Они выпускаются в широком диапазоне размеров.
Лучшие результаты при уплотнении дает крепление манжеты, показанное на фиг. 8. 32, при котором полная нагрузка от давления приходится на дно манжеты.
Глубина заплечика основания манжеты должна быть такова, чтобы обеспечивалось некоторое поджатие дна манжеты (не менее 0,0125 мм). Центральная втулка крепления манжеты должна иметь минимальный диаметральный зазор относительно цилиндра (не более 0,25 мм), для того чтобы манжета не могла быть затянута в него. Концевые крепежные фланцы должны иметь больший зазор относительно внутренней кромки манжеты, так чтобы последняя не была зажата между цилиндром и цем (фиг. 8. 32).
Фиг. 8. 32. Гидроцилиндр фирмы Vikeis.
крепежным флан-
233
Выпускаемые гидроцилиндры. Фирма Oilgear выпускает серию цилиндров для тяжелых условий работы на любой необходимый размер, ход поршня, конфигурацию и на любое рабочее давление. Цилиндры могут поставляться на различных монтажных плитах в зависимости от потребностей установки заказчика, в частности на поворотной плите. Детали конструкции показаны на фиг. 8. 33. В конструкции применены цилиндры, выполненные из сплошной
поковки, манжеты V-обэазного типа с нагружающей пружиной, бронзовые направляющие как у штока, так и у цилиндра и чугунные поршневые кольца. Предусмотрено зачистное кольцо, выполненное из литой резины, которое защищает уплотнение гидроцилиндра от попадания грязи. Гидроцилиидры поставляются с различными видами обработки рабочих поверхностей: закаленные, с поверхностным покрытием или то и другое вместе.
Стандартизованные серии гидроцилиндров для гидроприводов средних давлений выпускаются большим количеством фирм-изготовителей. Диапазон выпускаемых размеров от 38 до 200 дюймов по диаметру при различных длинах хода. Фирмы предлагают различные виды установки гидроцилиндров и присоединений к штоку.
Среди выпускаемых гидроцилиндров обычно имеется два вида дифференциальных поршней: один с минимально-возможной дифференциальной площадью и другой с соотношением площадей, приблизительно равным 1 : 2.
На фиг. 8. 33 показана конструкция гидроцилиндра фирмы Vickers. Этот гидроцилиндр, спроектированный на рабочее давление 140 кгкм1, имеет кожаные пропитанные манжетные уплотнения (которые могут быть заменены чугунными разрезными кольцами), хонингованную внутреннюю поверхность и хромированный шток поршня.
Фиг. 8 33. Гидроцилиндр высокого давления промышленного типа.
Гидроцилиндры с демпфирующей подушкой. Если гидроцнлиндры,
описанные выше, предназначены для работы с повышенными линейными скоростями, могут понадобиться специальные устройства. Силы инерции с быстродвижущими поршнями и деталями, к ним присоединенными, могут оказаться очень большими; в этом случае необходимо предусмотреть меры для замедления движения поршней на сравнительно коротком участке пути. Обычно предусматривают специальные устройства в клапанной системе управления гидроци-
линдрами, с помощью которых поршни могут быть остановлены, пущены в ход или переведены в положение, близкое к крайним точкам своего пути. Однако часто прибегают к внутренним мерам,
с помощью которых поршень останавливается в определенном поло-
239
жении внутри цилиндра. Если скорость поршней превышает 15 м/мин или если с их помощью перемещаются очень тяжелые массы, го необходимо предусмотреть меры для изменения их скорости. С этой целью в цилиндрах применяются так называемые демпфирующие подушки.
На фиг. 8. 34 показано демпфирующее устройство, использованное в гидроцилиндре Vickers. В конце хода поршня в любом направлении стержневой наконечник входит в отверстие в крышке цилиндра с небольшим зазором, закрывая тем самым отверстие для нормального вытекания жидкости из цилиндра. Выжимаемая жидкость
теперь должна проходить через щель отверстия. В головке цилиндра расположен обратный клапан, который дает возможность жидкости поступать в цилиндр для обратного хода. Лучший демпфирующий эффект до
между стержнем и расточкой
Фиг. 8. 35- Сильфонное торцовое уплотнение фирмы J. Grane Packing Со.
Фиг. 8. 34. Демпфирующее устройство.
стигается при создании конусности на стержне наконечника, так как при этом дросселирующий эффект вытекания жидкости из цилиндра возникает постепенно. Для этой цели применяются V-образные прорези. В настоящее время почти все выпускаемые гидроцилиндры оборудуются демпфирующими устройствами описанного типа.
Уплотнения для вращающихся валов. Вращающиеся валы, на которых имеется перепад давления, могут быть уплотнены с помощью V-образных манжет. При средних условиях работы — сравнительно небольших линейных скоростях и перепадах давления — можно использовать О-образные уплотнения. При пулевых или близких к нулю перепадах уплотнение может быть достигнуто с помощью кожаных манжет или манжет из синтетического материала как для вращающихся валов, так и для штоков, совершающих возвратно-поступательное движение. Эти манжеты, выполненные в виде чашеобразной детали и имеющие разжимную пружину, обычно устанавливаются в сборе в стальной втулке, которая, в свою очередь, запрессовывается в корпус гидроцилиндра. Уплотнения поставляются практически для всех размеров вала и имеют высоту от 9,6 до 240
19,2 мм. Наиболее подходящим типом уплотнения для небольших давлении является торцовое уплотнение (например уплотнение фирмы John Grane Packing Со). В уплотнении, показанном на фнг. 8. 35, уплотнительным элементом является графитовый диск, вращающийся относительно полированного чугунного кольца и установленный на сильфонном элементе нз синтетической резины, который уплотняет проход по залу и вращается вместе с последним. Таким образом, сам вал не подвергается воздействию трения от уплотняющих элементов. Пружина, прижимающая графитовое кольцо к чугунному, создает достаточное давление для обеспечения масло-непропицаемости даже при нулевом давлении. Сочетание пружины и сильфона дает возможность приблизить графитовый диск к чугунному по мере износа.
Торцовые уплотнения разгруженного типа с G-образными кольцами применимы при давлениях до 70 кг/см?. Обычные уплотнения торцового типа применяются при меньших давлениях. Их габаритные размеры как в осевом, так и в радиальном направлении минимальны.
Литература
1. 5 а ш т а Т. М. Расчеты и конструкции самолетных гидравлических , .‘.тройств Обороигиз, 1961.
2. II е с k R. С. G. Mechanics of Machinery. 1st ed, vol. 2, Mechanism p. 340, McGraw Hill Book Co, Inc. New York 1923.
3. M i I ton G. Malm q u is t. A Search for Controls for Industrial Rotating Drives. Proc. 11th. Natl. Conf. Ind Hydraulics IX, 67, 1955.
4. Tasclienberg E. .1. and John W. Pennington. Piston Rings for Flyd-raulics. Appl. Hydraulics 8 (N II), 67, November 1955.
16
Эрнет 121J
Глава 9
ТРУБОПРОВОДЫ
9. 1. Трубопроводы и фитинги
Для гидросистем возможно использование только бесшовных труб, внутренняя поверхность которых очищена от окалины, ржавчины и грязи.
Существуют две системы для обозначения размеров трубопроводов гидропривода. В более старой системе, которой до сих пор широко пользуются, за основу берегся внутренний диаметр, называемый «размером трубопровода». В другой системе в основе лежит внешний диаметр и толщина стенки.
Толщина стенок трубопроводов должна выбираться исходя из максимально-возможного ударного давления и частоты цикла работы оборудования. При определении толщины рекомендуется применение коэффициента запаса претив нормальных рабочих условий, равного 8.
Минимальная толщина стенки трубопровода для нормального рабочего давления может быть вычислена по следующей простой формуле:
» = Т- (9.D
где 6 — минимальная толщина стенок в см\
р — расчетное рабочее давление в кг/см2;
D — внешний диаметр трубопровода в с др
а — допускаемое напряжение на разрыв в кг/см2.
Эта формула дает достаточно близкие для практических целей результаты.
Величину ударных или волновых давлений довольно трудно определить заранее; вместе с тем эти давления редко достигают расчетных значений. Опыт показал, что скачки давлений, равные по величине ст двух до четырех величин рабочего давления, не являются редкими. В тех случаях, когда отсутствуют надежные данные по величинам скачков давления, необходимо вести расчет с учетом соответствующих коэффициентов запаса не по пределу прочности, а по пределу выносливости материала.
242
В дополнение к нормальным рабочим давлениям и ударным пиковым трубопроводы подвергаются термическим деформациям, деформациям, передающимся от опорных систем, а также дополнительным нагрузкам при монтаже гидросистем и т. п. Учет всех этих факторов весьма сложен, так что часто вопрос о выборе толщины стенок трубопровода решается по данным практики.
Непосредственное резьбовое присоединение трубопроводов к элементам гидросистемы не разрешается и .его не следует никогда применять в гидросистемах повышенного давления.
Связь между отдельными элементами гидросистемы должна осуществляться трубопроводами с минимальным количеством соединительных стыков; использование различных колен и т. п. также должно быть минимальным.
Фитинги для развальцованных труб. Для присоединения концов груб к элементам гидропривода и создания поворотов трубопроводов, тройников и т. п. используются фитинги.
Фиг. 9. 1. Трубный штуцер с тройным замком.
Существуют различные виды фитингов — такие, как например угловые фитинги, тройники и крестообразные соединения с выступом одного конца, входящим во впадину другого, и т. п.
Поставляются также и специальные фитинги для соединения, труб разных диаметров.
На фиг. 9. 1 показана типовая конструкция фитинга для прямого присоединения. В этом фитинге развальцовка произведена под углом 37°, в нем предусмотрена опорная втулка на конце трубопровода, благодаря которой гайка фитинга не имеет непосредственного контакта с трубопроводом.
Фитинги для не развальцованных труб. Повышенные давления привели к использованию толстостенных трубопроводов. Для устранения развальцовки в толстых стальных трубопроводах создан так называемый прямой фитинг. На фиг. 9. 2 показан штуцер Ferulok, выпускаемый фирмой Parker-Hanuifin Corp. Фитинги этого типа, так же как и фитинги с развальцовкой, выпускаются в широком диапазоне размеров и видов. Прямые штуцеры особенно хорошо подходят к трубопроводам с толстыми стенками в системах высокого давления.
16* 243
В фитингах фирмы Lenz использованы резиновые О-образные кольца. Для уплотнения трубопровода в соединении трубопровод фиксируется разрезным патроном. Такой вид соединения пригоден как для толстых, так и для тонких труб; усилие затяжки и развинчивания такого соединения весьма невелико, так как само давление уплотняет стык с О-образным кольцом
Фиг. 9. 2. Штуцер.
Трубные резьбы, нормальная и плотная. Размер трубной резьбы всегда обозначал внутренний диаметр трубопровода, па внешнем диаметре которого должна быть нарезана указанная резьба. С появлением тяжелых толстостенных труб это определение потеряло часть своего значения, так что для точного определения взаимосвязи между внутренним диаметром трубы и внешним диаметром необходимо знать некоторые другие размеры. Однако для целей приблизительного вычисления можно предположить, что номинальный размер фитинга определяет внутренний диаметр трубопровода и что присоединенный трубопровод должен иметь внешний диаметр, равный размеру внутреннего прохода плюс удвоенная толщина стенок, или, точнее, ближайший к нормальному размеру.
Фитинги с цилиндрической нарезкой, 0-абразные кольца и поддерживающие прокладки. Между номинальным размером трубопровода и внешним диаметром не существует определенной взаимосвязи, поэтому такая взаимосвязь должна быть установлена в индивидуальном порядке для каждой конструкции гидросистемы путем соответствующего подбора и сочетания внешнего диаметра и внутреннего подхода трубопровода. Ввиду того что трубная резьба коническая, определение точного положения фитинга к узлам гидросистемы затруднено, что часто является нежелательным. Плотность трубного резьбового соединения зависит от качества изготовления и доводки его элементов.
Имеются попытки замены трубной резьбы более приемлемыми видами соединения. Одним из них является соединение, используемое в авиационной технике, в котором штуцер вворачивается в присоединяемую деталь и уплотняется с помощью О образного кольца. На фиг. 9. 3 показано соединение такого типа. Здесь штуцер 244
ввернут в массивную деталь, как при угловом соединении, Для пря-
мого соединения должна быть использована шестигранная гайка, размеры которой допускают расположеие О-образного кольца и под-
держивающей прокладки.
Шланги и фитинги шлангов. Шланг может быть присоединен к трубопроводам или другим элементам гидросистемы с помощью соответствующих фитингов.
Коэффициент запаса для гибких шлангов принимают равным 5. Это приводит к необходимости применения шлангов с двухслойной проволочной армировкой в системах с повышенным давлением. В табл. 9. 1 приводятся основные данные по шлангам такого
типа.
Существует четыре типа шланговых соединений: шарнирная трубная гайка, предназначенная для присоединения к трубному фитингу, фитинг с нарезкой по внешнему диаметру и два типа фитинга с соединением по резьбе на внутреннем диаметре трубопро-
Фиг. 9.3. Корпусной штуцер с О-образным уп • лотнительным кольцом:
/—штуцер; 2—гайка; 3 — подкладное кольцо; 4 — О-об-разное кольцо; 5 — корпус.
вода. Эти четыре типа соединения могут быть применены к двум концам шланга в любой желаемой комбинации. В пределах каждого
из видов соединений данный размер шланга может быть сочленен с несколькими размерами трубопровода (см. табл. 9. 2).
Таблица 9.1
Основные параметры шлангов высокого давления
Внутреиний диаметр в мм Внешний диаметр в мм Разрывное давление в кг}смг Рабочее давление в кг]смг Минимальный радиус изгиба в мм
6,4 17,5 1260 252 102
9,5 20,7 980 196 127
12,7 23,9 840 168 178
19,1 31,7 630 126 240
25,4 38,7 525 105 280
31,7 50,8 455 91 405
38,7 57,1 350 70 508
50,8 69,8 280 56 560
245
В последнее время были разработаны быстроразборные соединения как с автоматическим перекрытием трубопровода во время разборки, так и без него.
Таблица 9.2
Возможные комбинации диаметрсв шланга, трубопровода и трубной резьбы
Внутренний диаметр шланга в мм
Внешний диаметр трубопровода в мм
Трубная резьба в дюймах
6,4 9,5
12,7 19,1 25 4 31,7 38,1 50,8
6,4; 7,9 или 9,5
9,5 или 12,7
12,7 или 15,9
19,1
25,4
31,7
38,1
50,8
'/8 или V4 ’/4 или % % или ’/4 3/д 1
При установке шланга необходимо принимать во внимание следующие правила. Шланг не следует перегибать больше, чем на указанный в спецификации минимальный радиус; недопустима также и перекрутка шлангов. При соединении шланга должно быть, как минимум, одно шарнирное сочленение. Следует избегать прямых шланговых соединений между параллельными стенами; в этом случае необходимо изогнуть шланг и вставить угловые фитинги. Шланг совсем не так гибок, как это кажется.
9. 2. Фланцевые и сварные соединения
Для трубопроводов гидросистем высокого давления диаметром больше дюйма рекомендуется использование сварных и фланцевых соединений. В некоторых гидросистемах высокого и сверхвысокого давления эта рекомендация может быть распространена на трубопроводы размером до 12,7 мм.
В настоящее время обычным является применение тяжелых фланцев с креплением четырьмя болтами, в которых уплотнение достигается с помощью элементов самоуплотняющего типа. Болты и гайки соединений для уменьшения размеров обычно изготавливаются из легированных сталей. Трубопроводы системы привариваются либо к удлиненной шейке фланца, либо к самому фланцу после установки в его выточке. Размер фланцевых соединений зависит целиком и полностью от размера прохода соединяемых элементов. Естественным является, когда диаметр прохода во фланце равен диаметру прохода трубопровода. Диаметр, по которому производится уплотнение стыка, должен быть на минимально-246
возможную величину больше диаметра прохода, так как размер этого диаметра определяет размеры соединения.
Существуют расхождения во взглядах на то, как должно быть осуществлено уплотнение — с ограничением уплотнительного кольца по наружному и внутреннему диаметру или только по наружному. В первом случае кольцо уплотнения не может выскочить нз своего места и попасть в гидросистему; однако в этом случае конструкция дороже и размеры соединения более громоздки. На фиг. 9. 4 показаны оба вида соединения. Проход фланца над уплотнением выполняется по внутреннему диаметру присоединяемой детали; в его верхней части делают расточку под внешний диаметр трубопровода (с учетом зазора), а также делают подготовку
Фиг. 9. 4. Установка уплотнительных колец во фланцевых соединениях.
под сварку. Сварочный паз выполняется, как это показано на фиг. 9. 4, в форме буквы Т; такая форма обеспечивает лучший провар днища трубопровода, чем общепринятая V-образная.
Высота фланца должна быть достаточной для того, чтобы его деформация под давлением не приводила к выжиманию уплотнительного кольца из паза. В качестве предварительной рекомендации по определению высоты может быть дана следующая. Для прямого соединения высота должна равняться внешнему диаметру трубопро вода плюс 12 мм, для углового отвода — внешнему диаметру плюс 25 мм. О-образные кольцевые уплотнения вытеснили в настоящее время все другие виды уплотнений вследствие своей простоты и дешевизны. Практика показывает, что применение таких колец с постоянным диаметром сечения, равным 3,2 мм, дает хорошие результаты.
Для крепежа фланцев могут быть применены как болты с внешней шестигранной головкой, так и с потайной головкой. Размер болтов должен быть определен по прочностному расчету, в котором должны быть учтены как усилия от внутренних давлений, действующие по диаметру уплотнения, так и усилия от ударного давления и механических нагрузок. Таким образом, размеры болтов определяются как расчетными соображениями, так и соображениями опыта.
Гайки следует размещать так, чтобы они не могли касаться сварного шва. Слишком близкое расположение гаек ко шву вызывает необходимость дорогой и длительной механической обработки последнего; значительное удаление болтов от шва увеличивает и удорожает фланцевое соединение.
247
Кованые фланцы, их соединения, проставки и колена. Концы трубопроводов, привариваемые к фланцам, размещаются в выточке последних. Аналогичным методом производят соединения фланцев к коленам, проставкам и т. п. В настоящее время выпускаются кованые фланцы, имеющие проточку и канавку под конечную часть присоединяемой детали.
Соедт:нение двух трубопроводов может быть осуществлено и с помощью фланцевых фитингов.
Гибка и сварка труб. Изготовление трубопроводов большого размера выдвигает особые проблемы. Концы трубопроводов должны быть тщательно очищены от заусенцев. В тех случаях, когда требования к гидросистеме не оправдывают покупки дорогостоящего оборудования, часто прибегают к ручной горячей гибке крупных труб. Для этого труба заполняется песком и ее концы затыкаются
Фиг. 9. 5. Размеры элементов сварных соединений.
кривизны до величины,
пробками; после этого она разогревается до вишнево-красного цвета. На специальном столе с предусмотренными на нем отверстиями со штифтами производится гибка трубопровода до желаемого радиуса кривизны путем изгиба трубы относительно штифтов и последующего ее перемещения. Не рекомендуется доводить радиус меньшей трех диаметров трубопро
вода.
Большая производительность и более высокое качество гибки достигается применением специальных машин гидравлического типа. Такие машины выпускаются как прямодействующего, так и роторного типов. Преимуществом прямодействующих машин является их универсальность, однако трудно достичь высокого качества колен трубопроводов.
В роторной машине трубопровод прикрепляется к вращающейся оправке и путем вращения последней изгибается на желаемый угол; при этом свободный конец трубопровода поддерживается стационарной направляющей. При таком методе гибки свободный конец трубопровода остается прямолинейным, что позволяет разместить внутри него поддерживающий шпиндель, предотвращающий возможность потери устойчивости сечением трубопровода. Трубопроводы ввариваются в лазы фитингов с помощью электросварки. Размеры сварочных швов и присоединительных элементов фитинга показаны на фиг. 9. 5.
Другой вид сварочного соединения, который чаще применяется в фланцевых фитингах, показан на фиг. 9. 4 и представляет собой сочетание треугольного внешнего шва с U-образной шовной подготовкой.
Для создания хорошей сварной системы трубопроводов рекомендуется предварительно в сборе сварить элементы в отдельных точках, затем разобрать трубопровод и окончательную сварку его производить на специальных местах.
248
Необходимо с особой тщательностью удалить песок, окалину и грязь из внутренней части трубопроводов после сварки. При сборке гидросистемы отдельные ее элементы не следует ставить с усилием на свое место, так как эти усилия могут деформировать клапаны и другие узлы системы. Правильный расчет размеров трубопроводов является весьма важным для достижения эффектив ности гидросистемы. Расчет потерь трения и рекомендации для выбора величин скоростей в трубопроводах даны в главе 6. Необходимо тщательно рассчитать действительную величину расхода через трубопровод для правильного выбора величины диаметра.
Глава 10
РЕГУЛИРОВАНИЕ ГИДРОПРИВОДА
1G. 1. Основные способы регулирования гидропривода
Для того чтобы гидросистема выполняла определенные функции, необходимо управлять энергией, создаваемой насосами и передаваемой гидромоторам.
Существующие способы регулирования могут быть разделены на следующие группы.
Регулирование давления. Устройства ограничивают величину давления, создаваемого насосом, или могут установить определенное значение давления в любой точке системы. Они также могут быть использованы для разгрузки насоса в определенной части рабочего цикла и для слива жидкости в резервуар при достижении определенной величины давления в разных точках системы. В соответствии с отмеченными назначениями применяются предохранительные, редукционные переливные, переключающие (клапаны последовательности действия) и обратные клапаны. Каждый из этих клапанов может быть либо управляемым, либо приводимым непосредственно действием давления.
Регулирование подачи. Подача насосов как регулируемого, так и нерегулируемого типов может изменяться различными путями. Для этой цели используются простые дроссельные клапаны, регуляторы и делители расхода, а также специальные устройства для телеуправления регулирующими устройствами в системах с регулируемыми насосами.
, Регулирование направления потока жидкости. Такие устройства направляют поток жидкости к какому-либо из элементов системы по мере необходимости. Они могут иметь механический, гидравлический или электрический привод; их управление может быть как ручным, так и автоматическим. К таким устройствам следует отнести двух-, трех- и четыреххсдовые золотники, имеющие ручной, гидравлический или механический привод. К ним относятся также пилотные клапаны, являющиеся побудительными для привода других управляющих устройств, таких, как обратные клапаны или запорные вентили. Пилотные клапаны также могут быть с ручным и авто-250
магическим управлением. Существуют также клапаны ксшбиниро ванного типа с несколькими рабочими органами в одном корпусе, выполняющими различные функции регулирования.
Комбинированное регулирование. Два или более управляющих устройств могут быть конструктивно выполнены в виде отдельного агрегата — блока клапанов или контрольной панели. В этом случае все элементы управления гидравлической системой могут быть сосредоточены в одном месте. Стандартные контрольные панели и отдельные агрегаты поставляются рядом поставщиков гидрооборудования.
Основные данные устройств-, диапазон подач и давлений; монтаж и виды соединений. Регулирующие устройства обычно обозначаются по присоединительному размеру трубопровода. Соотношение между реальным проходным сечением клапана и проходной площадью номинального присоединяемого трубопровода никогда не стандартизировалось. На выбор этой величины влияет диапазон рабочих давлений. Считается целесообразным выбор площади проходного сечения управляющего клапана брать не меньше 75% от проходной площади присоединяемого трубопровода Значительно меньшие значения проходных площадей можно встретить в клапанах регулирования давления — переливных и предохранительных. Дополнительные сведения по этому вопросу будут изложены при рассмотрении конкретных видов регулирующих устройств. Регулирующие устройства, выпускаемые в настоящее время, в основном предназначены для систем высокого давления, так как экономия средств, получаемая за счет применения специальных конструкций для пониженного диапазона давлений, не оправдывает затрат на проектирование и оснащение специальных конструкций ввиду сравнительно ограниченного применения устройств этого типа.
Отдельные устройства для регулирования давления и изменения направления потока жидкости выпускаются и для диапазона сверхвысоких давлений. Устройства с компенсацией по давлению обычно не подходят для применения в условиях диапазона высоких давлений, в котором регулирование подачи дросселированием неэкономично и точность ограничена.
Для присоединения трубопроводов размером до 25 мм применяется как трубная, так и метрическая резьба. Для больших размеров трубопровода следует использовать фланцевые соединения. Все виды гидравлических устройств для регулирования в настоящее время поставляются с проточкой под установку прокладки.
Такая конструкция позволяет перенести соединения на обработанную поверхность в тыльной части клапана; при этом уплотнение достигается применением О-образных колец.
После этого клапан может быть установлен на вспомогательной плите и подсоединен с тыльной части к соответствующим трубопроводам; другим вариантом может быть присоединение к панели, в которой предусмотрены соответствующие сверления для взаимосвязи клапанов.
251
от действия пружины,
Фис. 10.1. Пружинный переливной клапан.
Устройства без прокладок для регулирования подачи и давления не требуют специальных опор; их опорами служат присоединяемые трубопроводы. Клапаны управления обычно имеют проушины для возможности крепления их к любой подходящей поверхности.
10. 2. Устройства для регулирования давления
Переливные клапаны. Простейшим устройством для регулирования давления является пружинный переливной клапан. Наиболее простая форма такого клапана показана на фиг. 10. 1. Клапан состоит из корпуса, во входном сверлении которого размещен плунжер, перекрывающий выходное отверстие и поддерживаемый пружиной с регулируемым натяжением. Давление жидкости действует на активное сечение плунжера; если усилие от давления превышает усилие то плунжер поднимается,, пропуская масло в отверстие на слив. Такая элементарная форма клапана применяется довольно часто вследствие своей простоты и малой стоимости; вместе с тем, ей присущи некоторые недостатки, которые можно устранить внесением изменений, рассмотренных ниже. В клапанах для систем высокого давления усилие, передаваемое плунжеру достаточного сечения для пропуска нужного количества масла при допустимых значениях скорости протекания, становится весьма значительным. Это требует применения сильных пружин; в результате в клапане противодействуют значительные усилия от пружины и давления, что вызывает сильный стук клапанов в неустановившихся режимах. Эго явление, присущее таким типам клапанов, обус
ловливает работу клапанов со значительным шумом. Явление стука в клапанах вызывается тем, что в момент после подъема клапана давление код плунжером резко падает в результате увеличения скорости протока и клапан мгновенно возвращается в начальное положение. Это, в свою очередь, вызывает увеличение давления и новый подъем клапана. Далее цикл повторяется, вызывая сильный стук в клапане. При испытании таких клапанов всегда оказывается, что клапан, установленный на определенное давление при тарировке ручным насосом, будет держать значительно большее давление при последующей работе на приводном насосе большей подачи. В действительности, это увеличение давления является функцией подачи насоса или количества жидкости, которое должно пройти через клапан. Это не является, как ошибочно предполагают многие, следствием действия жесткости пружины; действительной причиной здесь служит преобразование потенциальной энергии в кинетическую в линии сброса клапана.
252
Основные сведения но переливным клапанам приводятся ниже. Допустимая величина скорости течения жидкости через отверстие в корпусе клапана или присоединительном патрубке (если последний короток) до 7,5 м1свц: Скорость протекания через сверление плунжера до 15 м/сек. Таким образом, отношение площадей номинального прохода и плунжера равно 2:1. Выбор таких соотношений приводит к небольшим размерам и допустимым перепадам давления (до 10% от рабочего давления клапана) для диапазона давлений от 70 до 210 кг/см2. В предохранительных клапанах высокого давления, предназначенных для защиты от перегрузки и не работающих в условиях длительной эксплуатации, допустимая скорость протекания может быть увеличена до 30 м/сек, что приводит к значительно большим перепадам давления. Плунжеры должны быть закалены и прошлифованы; рекомендуется также применять рубашки и седла клапанов, прошедшие закалку и шлифовку. В качестве материала корпусов клапана обычно используется стальное литье или поковка, а также модифицированный чугун.
Расстояние, на которое плунжер входит в сверление, известное под названием перекрыта, должно равняться одной трети от диаметра плунжера. Посадочные зазоры между плунжером и сверлением могут быть выполнены в соответствии с рекомендациями табл. 5. 1, хотя некоторые фирмы-изготовители предпочитают применять притертые пары с целью устранения утечки Жесткость пружины может быть выбрана исходя из 20% усилия пружины при перемещении-па величину перекрыши. Как было найдено, приращение усилия пружины в этом случае не влияет на величину динамического перепада давления на клапане. Диапазон возможной настройки клапана по давлению от максимума до минимума обычно не превышает 4 : 1 для простого плунжерного переливного клапана. Более широкий диапазон регулирования требует применения нескольких пружин.
В качестве материала для пружин может быть рекомендована рояльная проволока или стальные сплавы, позволяющие, уменьшить размеры пружин. В табл. 10. 1 приводятся рекомендуемые значения
Таблица 10.1
Диаметр проволоки в мм Максимальное рабочее напряжение в кг,/см'1 Максимальное изменение* величины рабочего напряжения в кг/см?
3 и ниже 4900 2800
<Уг 3 до 5 4900 2100
» 5 » 10 4200 1750
» 10 » 16 3500 1 -:01
величин рабочих напряжений пружин, изготовленных из шведской проволоки или стального сплава в расчете на длительную безуста-лостную работу.
! i * -
В гом случае, когда усталостная прочность пружины не является важной, как например в предохранительных клапанах, которые используются весьма редко, или если существуют значительные ограничения но габаритам клапана и возможна его замена через определенные промежутки времени, допустимые значения напряжений можно увеличить на 50% по сравнению с приведенными в табл. 10 1. При расчете пружин следует использовать корректировочные факторы Валя. Лучшие конструкции пружин имеют отношение Did, равное 8. Сведения, необходимые для расчета пружин, могут быть получены в любом машиностроительном справочнике и поэтому не приводятся здесь. Неприятный стук в клапанах описанного типа может быть несколько уменьшен дросселированием выходного отверстия. Это приведет к увеличению перепада давления на клапане, но работа клапанов улучшается. С той же целью были успешно использованы демпферы. Простые переливные клапаны для низких давлений изготавливаются практически во всем диапазоне потребных размеров. В клапанах такого типа для повышенных давлений при размерах патрубка, превышающих 25 мм, размеры пружин становятся очень большими; для устранения осложнений, связанных с увеличением пружин, были разработаны различные модификации клапанов. Наиболее часто используемой конструкцией является конструкция дифференциального переливного клапана. Имеется большое количество вариантов переливных клапанов такого типа; принцип действия клапанов заключается в первоначальном использовании небольшой активней площади, которой противодействует легкая пружина, установленная на желаемое давление, и последующем екачковом увеличении пропускной площади плунжера для сброса увеличенных расходов. Обычно первоначальная площадь выполняется не меньше чем V4 от пропускной площади; однако и в этом случае достигается значительное уменьшение габаритов и веса клапана.
На фиг. 10. 2 показана конструкция клапана, в котором активная площадь образована разностью площадей верхнего и нижнего поршней. Пропускное сечение является разностью площадей верхнего поршня и соединительного штока. Существуют клапаны, имеющие отдельную активную площадь, образованную небольшим увеличением диаметра перепускного поршня. В конструкции, показанной на фиг. 10. 3, использован отдельный приводной плунжер Сам по себе клапан уравновешен. Это устройство имеет большие возможности при использовании клапанов, в частности в качестве разгрузочных, обеспечивающих последовательность операций.
Дифференциальные клапаны, изображенные на фиг. 10. 3 и 10. 8, могут быть выполнены с демпфирующими устройствами, способствующими безударной работе. Это обеспечивается путем регулирования отверстия, подводящего жидкость к активной площади при помощи заглушенного регулировочного винта.
На фиг. 10. 4 показано устройство, позволяющее свободно открывать клапан и управлять его закрытием. Это устройство, которое 251
может быть встроено в клапан или подсоединено к нему трубопроводом, обеспечивает свободный поток жидкости через шариковый обратный клапан к активной площади и обратный поток, регулируе-
Фиг. 10. 3. Вспомогательный пере-
Фи.'. 10. 2. Дифференциальный пе- лианой клапан с приводным плун-реливной клапан. жером.
мый при помощи игольчатого дросселя. Устройство может приме
няться во всех типах клапанов, имеющих вспомогательную активную
площадь, а также в клапанах согласования шении стуков, ударов или шума клапанов.
На фиг. 10. 5 показан в разобранном зиде уравновешенный переливной клапан со вспомогательным приводным плунжером конструкции автора. В нем применен демпфер, показанный на фиг. 10. 4.
Для всех переливных клапанов имеет место общее правило:те поверхности, которые не должны находиться под действием давления, соединяются со сливом. В клапанах, показанных на фиг. 10. 1 — 10. 3, это осуществлено при помощи какала, соединяющего камеру с пружиной со сливом,
при значительном умень-
Фиг. 10.4. Демпфирующее устройство для переливных клапанов и клапанов согласования.
а также посредством дренажа ненагру. жаемых поверхностей клапанов, показанных на фиг. 10. 2 и 10. 3.
Уравновешенный переливной клапан Vickers. Этот клапан имеет поршень с равными площадями с обеих сторон. Масло течет непосредственно через клапан под поршнем, который имеет небольшое удлинение, образующее плунжер клапана и закрывающее сливное отверстие. Масло может проходить через небольшое отверстие 255
в головной части поршня, имеющего шток, равный'по площади штоку, закрывающему сливное отверстие. Головной шток выходит в камеру, соединенную со сливом через сверление в поршне. Небольшой вспомогательный сливной клапан, нагруженный пружиной, установлен таким образом, что давление в камере над поршнем может на него воздействовать и соединить камеру со сливом. Небольшая пружина удерживает основной поршень клапана в закрытом положении.
Фиг. 10. 5. Вспомогательный переливной клапан с приводным плунжером и демпфером.
Во время работы давление, передаваемое через отверстие в поршне, удерживает клапан в гидростатическом равновесии до тех пор, пока не откроется вспомогательный клапан, пропускающий жидкость из камеры над поршнем на слив. Благодаря гидростатической уравновешенности поршня небольшой перепад давления вызывает движение поршня для открытия сливного отверстия. Клапаны этого типа работают почти с нулевой разностью давления, т. е. при перемещении клапана от положения полного закрытия до положения, при котором перепускается полный расход, давление не увеличивается. Вследствие уравновешенной конструкции клапаны этого типа не стучат, работают тихо и мягко при любых давлениях. Разрез клапана Vickers показан на фиг. 10. 6.
Важным достоинством переливных клапанов типа Vickers является возможность сброса давления в системе, снабженной кла-256
паном при дистанционном управлении. Эта операция, названная проливкой, заключается в открытии байпаса вокруг управляющего сливного клапана при помощи ручного вентиля или клапана с кулачковым приводом. В результате нарушается равновесие поршня и основной клапан открывается, пропуская па слив расход насоса почти при нулевом давлении. Следовательно, гидравлическая машина может быть разгружена в конце цикла и отключена в условиях
Фиг. 10. 6. Схема переливного клапана.
небольшой нагрузки. Клапан может также управляться дистанционно вспомогательными пилотными клапанами, которые приводятся в действие, по желанию, вручную или автоматически. Давление в гидравлической системе может быть уменьшено или увеличено в требуемых пределах автоматически или вручную, и, если требуется, система может быть совершенно разгружена.
Клапаны противодавления- Клапаны противодавления, называемые также опорными или уравновешивающими, являются модификацией простых переливных клапанов. Клапаны этого типа предназначены для предотвращения опускания под собственным весом гидравлических платформ или штоков силовых цилиндров, работающих в вертикальном положении, а также для создания противодавления в сливной полости двухдействующего цилиндра при гидравлически застопоренном положении платформы.
17 Эрнст 1211 257
Таким образом, предотвращается самопроизвольное опускание в случае резкого сброса нагрузки, как например, при сквозном проходе сверла в сверлильных станках с гидравлическим приводом. В этом случае клапан состоит из комбинации обычного переливного клапана с обратным клапаном, служащим для пропуска потока в обратном направлении при обратном ходе поршня. Для этой цели исполь
зуются клапаны с простым или дифференциальным плунжером, нагруженные пружиной, и со встроенным обратным клапаном. На фиг. 10. 7 показана довольно необычная конструкция опорного клапана. Во всех этих клапанах корпус клапана, включая
Фи-. 10. 7. Клапан
противо.давлени я
полость для пружины и установочный винт, находится под воздействием полного давления
свободный поток
Фиг. 10. 8. Обратный клапан про-
тивсдавления.
отводящей системы и должен быть соответственно спроектирован.
Конструкция клапана противодавления, служащего одновременно обратным клапаном, показана на фиг. 10. 8. Если активная площадь составляет одну четвертую часть основной площади плунжера, то давление, необходимое для открытия клапана при обратном ходе, составляет одну четвертую часть давления при прямом ходе и является очень небольшой величиной. Должно быть предусмотрено специальное сливное отверстие из клапанной камеры, чтобы клапан имел возможность открываться при обратном потоке.
Клапаны согласования. Следующей разновидность^ переливного клапана с пружиной является клапан согласования. Клапаны согласования представляют собой клапаны, работающие от давления и служащие для согласования потоков, направляемых в различные части гидросистемы. Ввиду того, что эти клапаны часто смешивают с клапанами противодавления или опорными клапанами, описанными выше, их особенности должны быть четко определены. Фирма 258
VicKers сформулировала основное различие в работе этих клапанов следующим образом. Принцип действия клапанов согласования заключается в том, что давление направляемого потока жидкости изменяется от давления входа к давлению выхода до тех пор, пока давление не повысится до величины, при которой клапан откроется. После этого полное давление подводится к обоим, выходным патрубкам, и клапан в трубопроводе играет роло тройника до тех пор, пока давление поддерживается выше давления открытия клапана. Отсюда становится ясным, что клапан, показанный на фиг. 10. 7, не является клапаном согласования с точки зрения этого определения. При повышении давления на выходе он будет работать как редукционный клапан и полное давление на выходе достигнуто быть не может. Выходное давление не должно действовать на плунжер клапана, для того чтобы оно могло подняться до полного значения входного давления Поэтому соединение между выходным патрубком и пружинной камерой (см. фиг. 10. 2 или 10. 3) должно быть исключено и должно быть выполнено отдельное дренажное отверстие в пружинной камере.
В клапане, показанном на фиг. 10. 8, выходное давление действует на плунжер в противоположном направлении по сравнению с показанным на фиг. 10. 7. Здесь давление помогает открывать клапан после того, как преодолено сопротивление пружины и масло начало поступать к выходному патрубку. Это означает, что клапан не закроется до тех пор, пока давление не упадет значительно ниже величины, соответствующей усилию пружины. Очевидно, что эта конструкция не может служить хорошим клапаном согласования.
Разгрузочные клапаны. Клапаны, рассматриваемые до си.х пор, служат для поддержания в установленных пределах давления в масляной системе или ее частях при прохождении через них масла, подведенного при определенном давлении. Клапан, описываемый ниже, позволит нагрузить насос до заданного предела и потом соединить со сливом при практически нулевом давлении на тот период времени, пока поддерживается давление в системе от отдельного источника. Этот так называемый разгрузочный клапан в основном применяется в комбинированных насосных установках, имеющих насосы высокого и низкого давления, где насос низкого давления полностью разгружается при достижении предельного давления и дальнейшее повышение давления обеспечивается насосом высокого давления. Разгрузочные клапаны могут быть также использованы с целью перепуска большого количества масла из полости большого диаметра гидроцилиндра двойного действия при обратном ходе, когда давление подводится к небольшой площади. Так как требуется полное падение давления и полный расход при минимальном сопротивлении, проходные сечения разгрузочных клапанов должны составлять 75—100% от нормального сечения трубопровода. Обычно применяемая конструкция разгрузочного клапана показана на фиг. 10. 9.
17* 259
Клапан, показанный на фиг. 10. 3, может быть использован как
универсальный регулятор давления и будет работать как перелив-
ной, уравнивающий, согласующий или разгрузочный клапан при простом выполнении соответствующих внутренних соединений. Это показано на примере клапана Vickers Hydrocushion, изображенного на фиг. 10. 10
На фиг. 10. 10, а показан разгру зочный клапан с внутренним дренажем и внешним управлением. Нафиг. 10. 10,6 показан клапан противодавления или уравновешивающий с внутренними дренажем и управлением. Нафиг. 10. 10, в показан клапан согласования с внешним дренажем и встроенным обратным кла-
, паном.
Фиг. 10.9. Разгрузочный кла- Клапан, показанный на фиг. 10 6, пан. также может быть универсальным ре-
гулятором давления. Разгрузочный клапан может быть получен ликвидацией отверстия в поршне и добав
лением вспомогательного поршня с внешним управлением для
подъема конуса управляющего клапана.
Фиг. 10. 10. Клапан Vickers Hydrocashion:
а — разгрузочный клапан; б — уравновешивающий клапан; в — согласующий и обратный клапаны.
Клапан согласования потребует несколько больших переделок. Управляющий клапан должен иметь слив в бак, так чтобы увеличе 260
ние давления на выходном патрубке не влияло на его работу. Должны быть приняты меры по предотвращению протока масла через управляющий клапан, после того как клапан открыт при заданном давлении. Эго может быть выполнено при помощи вспомогательного поршня, запирающего проходное отверстие, после того как поднимется конус клапана.
Переливной клапан будет хорошо работать как клапан противодавления на вертикальных платформах, например на гидравлических прессах. Быстрое перемещение стола пресса под действием собствен-
Первая ступень
I
I
Вторая ступень
Фиг. 10. 11. Клапан распределения нагрузки.
при открытии кото-
ного веса и медленное опускание с очень небольшим ускорением и замедлением может быть получено путем установки клапана с дренажем.
Клапаны распределения нагрузки. Особой разновидностью переливного клапана является клапан, распределяющий нагрузку и применяемый в том случае, когда два насоса работают совместно и требуется, чтобы нагрузка делилась между насосами поровну. Этот клапан является разновидностью дифференциального переливного клапана, имеющего легкую пружину. Принцип его действия показан на фиг. 10. 11. Первая ступень или насос низкого давления, имеет несколько большую подачу, чем вторая ступень или насос высокого давления, нагнетающий масло к насосу высокого давления. Клапан расположен таким образом, что линия нагнетания насоса низкого давления подведена к большей площади плунжера,
рого она соединяется со сливом. К меньшей площади плунжера подводится линия нагнетания насоса высокого давления, препятствующая открытию клапана. При соотношении активных площадей клапана, равном 2:1, любая нагрузка на- ступень высокого давления, определяемая потребителем или настройкой клапана, будет автоматически создавать давление в первой ступени, равное половине давления нагрузки. Этот тип клапана применяется в двухступенчатых шиберных насосах Vickers. Насосы, работающие параллельно-последовательно, могут управляться клапанами согласования, установленными на параллельном соединительном трубопроводе. Они открываются при заданном давлении в линии нагнета ния первой ступени и направляют расход во входной патрубок второй ступени. Оба насоса работают параллельно до тех пор. пока давление не превышает половины максимального. При превышении давления клапан открывается и направляет поток из первой ступени к входному патрубку второй ступени. Насос будет продолжать работать последовательно при половинной подаче и удвоенном давлении.
261
Редукционные клапаны. Роль редукционного клапана заключается в поддержании редуцированного давления в гидравлической системе. Различают два основных типа редукционных клапанов: клапаны, поддерживающие установленное пониженное давление на участке системы независимо от величины давления в остальной части системы, и клапаны, поддерживающие заданную величину пониже ния давления, в результате чего редуцированное давление изменяется в соответствии с изменением давления в системе.
Клапан первого типа показан на фиг. 10. 12. Жидкость попадает во входной штуцер и через открытое отверстие проходит к выходному
штуцеру до тех пор, пока давление. действующее на дифференциал ь-
Дренаж
Фиг. 10. 12. Редукционный клапан с постоянным давлением на выходе.
Фиг. 10. 13. Редукционный клапан с заданным понижением давления.
ный поршень, не возрастет до вел.ичины, соответствующей настройке пружины. Тогда клапан закроется, и давление на выходе уменьшится до величины, определяемой натяжением пружины. Обе камеры с торнов дифференциального поршня соединены со сливом. Чтобы избежать постепенного увеличения давления на выходе клапана, предусмотрен дроссель, представляющий собой калиброванную иглу, помещенную в небольшое сверление, соединяющее выходную камеру клапана со сливом.
Второй вариант показан на фиг. 10. 13. Этот клапан является обычным дифференциальным переливным клапаном. Давление, определяемое настройкой пружины, откроет клапан, который пропустит жидкость к выходному штуцеру. Выходное давление будет действовать на обе части дифференциального поршня. Это давление равно давлению в системе минус давление редуцирова ния, определяемое настройкой пружины. Чтобы предотвратить выравнивание давления вследствие утечек из входной полости в выход-262
пую, предусмотрен дроссель, соединяющий выходную полость клапана со сливом.
Редукционный клапан Vickers, показанный на фиг. 10. 14, служит для обеспечения заданной величины давления на выходе аналогично клапану по фиг. 10. 12. В нем вместо обычной кон
струкции с пружинным клапаном используется принцип уравновешенного поршня. Масло_„ поступает через входной штуцеи и проходит через открытый клапан на выход. Выходная полость соединена с камерой пилотного переливного клапана при помощи
дроссельного отверстия. При увеличении давления на выходе оно растет и в камере пилотного клапана и уравновешивает поршень клапана до тех пор, пока давление не преодолевает установленное натяжение пружины клапана. При открытии пилотного клапана поршень становится неуравновешенным и закрывается, уменьшая расход в выходную камеру.
Реле давления. Рас
Фиг. 10. 14. Редукционный клапан с пилотным управлением’
/ — плунжер; 2 — пилотный клапан; 3 — отверстие слива; 4 — отверстие дренажа: 5 — маховик для регулирования давления.
ширяющееся применение
электрог идр а в л и ч е с к о г о
управления указывает на необходимость разработки некоторых разновидностей
электрогидравлических преобразователей. Давление жидкости
должно воздействовать на электрическую цепь управления и изменять ее режим в соответствии с заданной программой. Давление жидкости может преобразовываться в механическое перемещение посредством трубки Бурдона или нагруженного пружиной плунжера. Это перемещение используется для соединения или разъе-
динения электрических контактов.
Конструкция устройства и способы его применения могут быть иллюстрированы на примере промышленной модели фирмы Vickers.
Реле, показанное на фиг. 10. 15, имеет два плунжера, нагруженных поужинами и объединенных общим подводящим каналом. Разъе диненные в нормальном положении контакты двух микровыключателей 1 удерживаются в замкнутом положении пружинами, пока давление ниже установленного настройкой реле. Как один,
1 Микровьключатель — принятое промышленное название миниатюрного щелч-кового однополюсного двухпозиционного выключателя.
263
так и оба выключателя могут быть использованы для выполнения ряда функций, таких, как например:
1) автоматическое уменьшение давления или обратное движение
в гидросистеме, когда достигнуто заданное предельное давление:
2) регулирование давления в гидравлической системе в заданном пределе путем замыкания или размыкания электрической цепи элек-
Расположение электрических клемм
а)
6)
в)
Фиг. 10. 15. Реле давления:
а — давление ниже уровня обеих настроек; б — давление между уровнями настроек (достигнут уровень низкого давления, при котором переместился нагруженный пружиной плунжер вниз и отключились контакты); в — давление выше уровня обеих настроек (достигнуты оба уровня давления и электрические контакты разомкнуты); 1 — микровыключатель высокого давления; 2 — соленоид; 3 — микровыключатель низкого давления; 4 — плунжер, нагруженный пружиной; 5 — резьбовое отверстие для подвода масла под давлением; 6 — гайка для настройки на высокое давление; 7— гайка для настройки на низкое давление; 8 — резьбовое отверстие для подключения дренажей; 9 — нормальная открытая цепь; 10 — нормальная закрытая цепь (при независимой регулировке пружин для установки высокого и низкого давления получаются другие характеристики).
гродвигателя или [системы управления насоса (см. описание фиг. 10. 15);
3) соответствующее управление открытием или закрытием соленоидных клапанов при заданных давлениях;
4) устройство безопасности для включения сигналов предупреждения или аварии и выключения машин;
5) включение подпиточных насосов при заданном давлении в системах гидравлических прессов;
G) включение автоматов времени при достижении заданного давле ния в прессах или других машинах, работающих от гидропривода;
7) включение установленного оборудования при падении давления в системе;
8) использование в качестве дифференциального датчика между двумя гидравлическими системами.
264
10. 3. Регулирование расхода
Регулирование расхода жидкости играет большую роль при применении гидропривода В главе 7 мы видели, как подача насоса
с переменной величиной вытеснения регулировалась вручную или автоматически. Были рассмотрены основные преимущества насосов такого типа. Они заключаются в том, что характеристики насоса
вследствие регулирования хода поршней могут автоматически приспосабливаться к заданным требованиям при низкой потребляемой мощности. Насосы переменной подачи являются дорогими изделиями
машиностроения и по этой причине не могут быть использованы
во многих случаях, где более целесообразно применять дешевые нерегулируемые насосы низкого давления. Следствием этого явилась
разработка большого числа достаточно точных устоойств для регулирования скорости гидромотора или подачи насоса. Они обеспечивают такие же пределы регулирования скорости, как и системы регулирования с насосами переменной производительности, и при некоторых условиях даже превышают их по экономичности. Ниже будут описаны эти устройства для регулирования, называемые дроссельными си-
Фиг. 10. 16. Дозирующий клапан с постоянным перепадом давления.
стемами управления.
Простейшим способом регулирования расхода при нерегулируемом насосе, очевидно, было бы применение простого
дросселя или игольчатого клапана для перепуска необходимого количе-
ства жидкости и для регулирования подводимого или отводимого к гидравлическому цилиндру расхода жидкости. Этот способ регулирования скорости имеет серьезный недостаток При изменении рабочей нагрузки перепад давления на дросселе не остается постоянным и расход через дроссель, являющийся функцией перепада давления, будет таким образом изменяться как функция рабочей нагрузки. Следовательно, этот способ регулирования расхода не пригоден для переменной рабочей нагрузки и, глазным образом, предназначается для тех относительно редких случаев, когда нагрузка почти постоянна и небольшими колебаниями скорости можно пренебречь. Недостаток простого дроссельного клапана может быть устранен, если предусмотреть постоянный перепад давления на регулируемом дросселе независимо от сопротивления нагрузки, что обеспечит достаточно постоянный расход через дроссель при заданной настройке. Это легко может быть достигнуто введением редукционного клапана с постоянным давлением на выходе (см. фиг. 10. 12). Независимо от изменения давления на входе в редукционный клапан давление на выходе будет все время постоянным, что обеспечивает постоянный расход через регулируемый дроссель (фиг. 10. 16).
265
Фиг. 10. 17. Три варианта включения дозировочного клапана.
В изображенном на фигуре виде клапан может быть использован как переливной или выходной для дозировки выходного потока. При использовании его для дозировки входного потока необходимо лишь соединить дренажное отверстие с выходом дроссельного кла пана, как показано на фиг. 10. 16 пунктирной линией. В применяемых промышленных образцах клапанов соединение между выход ными полостями, показанное на фиг. 10. 16, выполнено так, что клапан может быть использован в одной из трех комбинаций. На фиг. 10. 17 показаны эти три комбинации. Редуцированное давление или перепад давления на поворотном дросселе в основном певе-да8ле лико, около 2,8—3,5 кг/см*. В ре-
иие во^йпап, зультате получается большое сече-
ние отверстия дросселя, гарантированное от засорения мелкими частицами. Клапан становится неэффективным, когда подводимое давление падает ниже величины перепада давления на дросселе.
При использовании на 'входе дозирующего клапана описанного типа давление насоса все время максимально и определяется регулировкой переливного клапана независимо от рабочего сопрогивле ния. Экономичность устройства этого типа очень низка, так как вся подача насоса, не используемая в моторе, проходит через переливной
клапан при максимальном давлении. Даже та часть подачи, которая производит полезную работу, вызывает потери в дросселе до тех поо, пока рабочее сопротивление не достигает величины, соответствующей регулировке переливного клапана. Таким образом, следует избе гать использования этого устройства с насосами постоянной подачи. Оно применимо для систем с аккумуляторами или насосами, подача которых регулируется по давлению. Потери в обоих этих случаях ограничиваются потерями дросселирования через дозирующий клапан. По сравнению с системой управления с регулируемым насосом это устройство имеет преимущество при автоматической компенсации утечек. Перепускные клапаны более экономичны, поскольку неиспользуемая часть подачи насоса сливается при рабочем давлении, имеющем место в системе, а не при максимальном давлении и нет потерь на дросселирование жидкости, совершающей работу. Очевидно,' устройство этого типа не может быть использовано, когда рабочее давление ниже давления дросселирования системы управления. Этот случай может иметь место в некоторых типах приводов легких станков.
Если клапан используется как дозировочный на выходе или как клапан противодавления, то будет иметь место схема с противодав-266
Подвод
Противодавление
Отвпд
Фиг. 10. 18 Клапан постоянного протизо давления.
лением, которая требуется для многих случаев применения в таких станках, как сверлильные, шлифовальные и т. д. В этих случаях давление насоса постоянно независимо от рабочего сопротивления, в то время как противодавление падает с увеличением рабочего сопротивления. К. п. д. системы очень низкий, однако может допускаться рабочая нагрузка практически любой величины.
Колес высокий к. п. д. в системе с противодавлением может быть получек, если поддерживать противодавление постоянным и изменять давление питания в соответствии с рабочей нагрузкой. Эго может быть сделано путем изменения кон
струкции клапана, как показано на фиг. 10. 18. Недостатком этого устройства является то, что оно не допускает рабочих нагрузок, при которых давление превышает давление дросселирования. Интересно отметить, что оба устройства (фиг. 10. 16 и 10. 18) имеют подобные узлы в системе управления регулируемым насосом,
Фиг. 10. 19. Система управления насосом регулируемой производительности.
причем узлы управления насосом играю! роль редукционного кла пана и производительность насоса изменяется регулируемым дросселем. Это устройство показано на фиг. 10. 19 и 10. 20, где приведены системы управления с дозатором на входе и с противодавлением. Последняя система не будет держать рабочую нагрузку, превышаю щую установленную и.соответствующую регулировке дросселя. Обе системы автоматически компенсированы по утечкам в насосе.
267
Фиг. 10. 20. Система с управлением на сливе для насоса регулируемой производительности:
1 — корпус; 2 — гидродвигатель; 3 — дроссель.
Фиг. 10. 21. Регулятор расхода:
/ — уравновешивающий поршень; 2 — подводящий канал; 3 — дроссель для регулирования расхода масла; 4 — отвод регулируемого потока; 5 — канал, разгруженный от давления; 6 — сливной канал.
Фиг. 10. 22. Регулятор расхода и переливной клапан разгрузки в одном корпусе.
268
В настоящее время некоторые фирмы предлагают дозирующие клапаны с компенсацией по давлению. На фиг. 10. 21, а показан принцип устройства клапана регулирования расхода фирмы Vickers идентичного клапану, показанному на фиг. 10. 16. Клапан может быть скомпонован по любой из схем, показанных на фиг. 10. 17. Регулятор, изображенный на фиг. 10. 21, б, работает как байпас или слизная система управления и включает в себя переливной клапан для предохранения от перегрузок. На фиг. 10 22 приведен наружный вид клапанного блока.
10. 4. Регулирование направления потока жидкости
Общие положения.. Системы распределения служат для направления потока гидравлической энергии к точке, где требуется ее применение. Наиболее широко используются для этой цели золотниковые распределители, которые для основных случаев применения гидравлики почти полностью заменили все другие типы распределителей. Распределитель золотникового типа простейшей формы состоит из закаленного и шлифованного золотника, установленного с небольшим зазором в корпусе и снабженного рабочими поясками, служащими для соединения источника питания с отверстиями, от которых масло отводится при помощи труб, прикрепленных к корпусу.
Система распределения может быть трех-, четырех- или многоходовой. Двухходовой распределитель по принятым обозначениям является золотником, который блокирует или допускает поток из одной полости в другую или из одной группы отверстий в другую. Соответственно трехходовой золотник направляет поток из полости давления в полость цилиндра или, наоборот, из полости цилиндра в бак. Трехходовой соединительный золотник направляет поток от полости давления попеременно к одной из двух полостей цилиндра. Четырехходовой золотник имеет две отдельные полости, соединяющиеся попеременно с полостью давления или баком.
При движении между положениями, соответствующими переменным направлениям потока, трех- или. четырехходовой золотник должен пройти через среднее положение. Если золотник принудительно устанавливается в среднем положении, то получается трехпозиционный распределитель. Распределители без принудительной установки золотника в среднем положении называются двухпозиционными. Конфигурация золотника в среднем положении определяет выбор конструкции четырехходовых распределителей.
Основные типы четырехходовых распределителей ручного управления. Па фиг. 10. 23 показаны два основных варианта простой конструкции четырехходового распределителя. Можно заметить, что на фиг. 10. 23, а направление потока из камеры давления в цилиндр совпадает с направлением движения золотника, в то время как на фиг. 10. 23, б не совпадает. Это обстоятельство может некоторым образом помочь при определении зсей геометрии распреде
269
лиТеля. Устройство на фиг. 10. 23, а несколько проще и имеет мень шие габариты, однако его сливная часть недостаточно гидродинамически уравновешена по сравнению с конструкцией, показанной на фиг. 10. 23, б. Распределители обоих типов в основном не рекомендуется применять в системах с избыточным давлением на сливе вследствие воздействия давления на уплотнения штока золотника. Желательно иметь сливную камеру разгруженной, чтобы не произошло заклинивания золотника во время его движения и не было необходимости усиливать крепление крышки, выдерживающей действие давления
Любой из распределителей может быть использован для следующих, наиболее часто применяемых вариантов:
1) открытый в среднем положении (все отверстия открыты);
Фиг. Ю. 23. Конструкция четырехходового распределителя.
2) закрытый в среднем положении (все отверстия перекрыты);
3) плавающий золотник (перекрыта полость давления);
4) перекрыта полость слива;
5) перекрыта одна из полостей цилиндра.
На фиг. 10. 24 схематически показаны в верхней части фигуры два варианта трехходового соединительного и четыре варианта четырехходового распределительного золотникового устройства. В варианте а отверстие 2 не имеет рабочего назначения и служит просто как дренаж. .Вариант д является комбинацией двух первых с одним открытым цилиндровым отверстием, как показано в позиции /, и закрытым в позиции II. Как правило, с вариантами а и б применяются двухпозиционные распределители, в то время как все остальные варианты обеспечиваются трехпозиционными распределителями. Двухпозиционные распределители обычно имеют пружинное устройство, удерживающее золотник в одном из крайних положений. Трехпозиционные распределители могут иметь центрирующие пружины, фиксирующие среднее положение золотника, или пружины, стремящиеся удержать золотник в одном из трех различных положений.
Каждое из описанных устройств имеет свою специфическую область применения.
270
Позиции 1 Позиции II Позиции 111
2 2 2
2 2 2
2 2 2
2 2 2
Фиг. 10. 24 Работа зо-лотника трех- и четырехходового распределители.
.271
Распределители, открытые в среднем положении в двух- или трехпозиционном исполнении, обеспечивают безударное прохождение золотника через среднее положение. Золотник трех позиционного распределителя в среднем положении требует переливного клапана в насосе. Распределители могут быть выполнены с частично открытым средним отверстием, что позволяет дросселировать подачу насоса при среднем положении золотника. Это предотвращает полное выключение приводных механизмов и обеспечивает готовность к работе. 3 распределителе, закрытом в среднем положении, все полости блокированы при прохождении золотника через нейтраль, что может привести к высоким нагрузкам. Поэтому применяются распределители, закрытые в среднем положении и имеющие дросселирующие пазы, позволяющие посте-
Пэлость?
Фиг. 10. 25- Са\юустанавливающийся золотник
пенно производить перекрытие потока. Распределители этого типа должны быть использованы совместно с аккумулятором и параллельной системой периодического действия для уменьшения потерь при нейтральном положении золотника.
Устройство плавающего типа применяется для случаев, когда источник давления блокирован и обе полости цилиндра соединены со сливом. Око позволяет свободно перемещать приводной объект — поршень или гидравлический мотор. Термин плавающий происходит от применения такого распределителя в различных машинах, как например бульдозера, у которого нож может свободно следовать контуру поверхности земли. Распределитель с перекрытым сливным отверстием может быть использован для получения системы с быстрым перекрестным переключением, если подсоединить полости двухдействующего цилиндра. Другой способ применения заключается в соединении с самоустанавливающимся в среднее положение золотником. На фиг. 10. 25 показано схематично устройство самоустанавлизающегося золотника. Если в обеих полостях цилиндра имеется одинаковое давление, то золотник вместе со вспомо гателыюй или центрирующей втулкой фиксируется в среднем (или в любом другом) положении буртиком. При попеременном соединении полостей цилиндра со сливом золотник будет двигаться в соответствующем направлении. Следовательно, в диапазоне перемещения 272
золотника можно предусмотреть три точно фиксированных положения покоя.
Вариант д распределителя (см. фиг. 10. 24) применяется в тех случаях, когда необходимо иметь свободный перепуск производительности насоса в нейтральном положении золотника и в то же время предотвратить случайное перемещение приводимого механизма.
Золотниковое устройство тандем. Во всех последовательных золотниковых распределителях полость давления соединена со сливом при среднем положении золотника. Разница заключается в том, что распределитель является смешанно-последовательным (сериесный тандем) или параллельно-последовательным (параллельный тандем) и имеет перекрытое или открытое перекрестное соединение.
Фиг. 10. 26. Золотниковый распределитель тандем.
Параллельно-последовательные распределители могут иметь плавающую конструкцию. Схема тандем составляет самостоятельный класс и не может быть образована на основе четырехходового золотника (см фиг. 10. 23); она требует специального исполнения. На фиг. 10. 26 показан один из вариантов золотника тапдем. Если два или несколько таких распределителей объединены в серию путем соединения сливного отверстия первого золотника с входным отверстием второго ит д. до последнего золотника, то получится смешаннопоследовательный распределитель. В этом устройстве любой работающий золотник будет перекрывать поток ко всем другим золотникам, так что одновременно только один золотник может работать от источника давления. Следует отметить, однако, что слив из этого золотника происходит по магистрали, по которой раньше был направлен поток от насоса, и может, следовательно, использоваться для полезной работы во втором рабочем устройстве, если оно работает непрерывно (вращающийся мотор). Перепады давления вдоль всей серии устройств складываются. Таким образом выполнено большинство промышленных образцов распределителей типа тандем.
Предположим теперь, что мы отсоединяем выходной патрубок первого золотника, входной патрубок последнего золотника, оба патрубка среднего золотника; соединяем золотники между собой параллельно, тогда получим параллельно-последовательное соединение.
18 Эрнст 12Ц 273
Распределители этого типа были впервые разработаны для применения в транспорте. Они позволяют управлять несколькими агрегатами независимо, образуя, таким образом, пакет управляющих золотников, каждый из которых обслуживает один агрегат. При положении всех золотников в нейтральном положении подача насоса свободно поступает через все открытые полости на слив, в то время как полости исполнительных цилиндров могут быть блокированы или соединены между собой (плавающее положение).
Включение одного или нескольких управляющих золотчиков обеспечит параллельный подвод давления к соответствующим отводам цилиндров. Как правило, эти золотники выполняются с цен-
трирующими пружинами. Кроме того, в подводящем фланпе устанавливается встроенный предохранительный клапан.
На фиг. 10. 27 показан распределитель, выпускаемый фирмой Vickers. Золотниковые распределители тандем могут быть изготовлены с открытым или блокированным соединением. Во втором слу чае поток масла через распределитель перекрывается
Фиг. 10. 27. Блок золотников тандем. при прохождении золотника из рабочего положения через среднее положение. Недостатком этого устройства является резкое повышение давления, вызывающее включение предохранительного клапана при каждом ходе золотника. Распределители с открытым соединением не имеют этого недостатка. Однако в случае работы вертикальных исполнительных цилиндров могут быть осложнения, связанные с резким снятием нагрузки. Конечно, эти осложнения можно устранить установкой обратного клапана или клапана противодавления. Оригинальная схема применена в распределителе Hydreco (New York Air Brake), в котором подача насоса пропускается через обратные клапаны, встроенные в золотники [4].
Данные для проектирования золотниковых распределителей. Кор пусы распределителей могут быть изготовлены из мелкозернистых стальных сплавов с высоким пределом прочности. Золотники изготавливаются из никзоуглеродистой стали, цементируются, закаливаются и шлифуются. Все более широко применяются О-образные кольца для уплотнения штоков заготовок.
Если требуется взаимозаменяемость заготовок, размеры должны быть выполнены по допускам в соответствии с данными табл. 5. 1. Если требования по утечкам жесткие, то иногда прибегают к притирке золотников. Хорошие результаты дает применение минималь-
274
пых зазоров в пределах 0.004—0,013 мм Для размеров канавок под О-образные кольца и допусков на них могут быть использованы данные табл. 8. 7 и 8. 8.
Внутренние проходные сечения должны быть в пределах 75— 100% от соответствующих размеров груб. При проектировании каналов, соединяющих кольцевые полости с узлами системы, конструктор должен быть очень осторожен с тем, чтобы не получить больших сужений. Для модельщика должно быть дано несколько горизонтальных сечений, необходимых для изготовления стержневого ящика. Это позволит обеспечить постоянство сечения канала от патрубка до полости золотника.
Корпусы распределителей могут быть снабжены штуцерами или резьбовыми отверстиями для соединения с патрубками размером до 25 мм. Более крупные распределители должны быть выполнены с фланцевым соединением
Совсем недавно приобрели широкую известность распредели гели с прокладочным соединением к контактным плоскостям. В этом устройстве все соединительные отверстия выведены на общую, точно обработанную плоскость и снабжены круглыми уплотнительными кольцами. Такой распределитель может монтироваться на соответствующую поверхность либо пластинки, имеющей на обратной стороне соединительные патрубки для соединения с полостями распределителя, либо большого распределительного устройства, на котором может быть установлено несколько клапанов, соединяемых на обратной стороне устройства в соответствии с требованиями данной системы.
Таблица 10. 2
Размеры в мм
Размер распределителя Диаметр золотника Диаметр штока Ширина кольцевой канавки Минимальное перекрытие Минимальное открытие Полный ход золотника
6,35 15,975 12,700 6,350 3,175 1,588 3,175
12,7 22,225 15,975 9,525 3,175 3,175 12,700
19,05 25,400 15,975 9,525 3.175 3,175 12,709
25,4 31,750 19,050 12,700 4,763 4,763 19.050
38,1 38.100 22,295 15.875 4,763 6,350 22,925
50 8 50,860 31,750 19,050 6,350 7,938 28,575
Данные, приведенные в табл. 10. 2, содержат основные размеры необходимые для определения геометрических форм золотникового устройства, и могут являться руководящими при проектировании. Цифры указаны минимальные и при желании могут быть увеличены.
Резкое воздействие потока на поверхность торца пояска золотника, имеющего прямоугольные кромки, может быть уменьшено, если на кромках предусмотреть дросселирующие пазы или канавки. Применяются пазы V- или U образного сечения, нарезаемые на кромках рабочих поясков золотника (см. фиг. 10. 36). Применение таких
18- 275
пазов вызывает необходимость в увеличении технологического и рабочего хода золотника. Золотник может быть изготовлен с уменьшенным открытием центральной полости при помощи нарезки канавок на поясках золотника, как показано на фиг. 10. 38.
Несмотря на высокую точность обработки и сборки и полную гидростатическую уравновешенность золотника, на него будут действовать силы сопротивления движению. Эти силы стремятся удержать золотник на месте или, наоборот, случайно сдвинуть. Эффект прилипания или стопорения усиливается, когда золотник некоторое время выдерживается под давлением. Он может быть уменьшен при помощи кольцевых канавок на шейках золотника; достаточно лишь
Фиг. 10. 28. Золотниковый распределитель.
выполнить V-образные канавки шириной 1,5 мм на расстоянии 5 мм друг от друга.
Небольшой золотник, выполненный в соответствии с этими рекомендациями, показан на фиг. 10. 28. Центрирующие или уравновешивающие пружины должны иметь минимальное усилие, около 3,5 кг на каждый сантиметр диаметра золотника для быстрого установления золотника в конце периода нагружения давлением.
Пилотные золотники и распре
делители с пилотным управлением.
Распределители, описанные в предыдущих разделах, являются золотниковыми устройствами непосредственного ручного управления. Уравновешенная конструкция и точное изготовление обеспечивают легкое управление золотником в пределах обычно применяемого диапазона рабочих давлений. Чем больше золотники, тем труднее ими управлять, и для золотников диаметром более 40 мм усилие управления становится чрезмерным. Для преодоления этой трудности золотники могут быть снабжены силовыми цилиндрами и управляться при помощи вспомогательных золотников, называемых пилотными. Управление при помощи вспомогательных золотников имеет то исключительное преимущество, что подача давления к силовому цилиндру основного золотника может точно регулироваться вентилями и дозировочными клапанами. Таким образом, обеспечивается, спокойная и точно регулируемая работа основного золотника независимо от скорости, с которой работает пилотный золотник. Пилотные золотники являются уменьшенными распределительными золотниками и могут быть выполнены как с уравновешенным золотником двух-, трех- или четырехходового типа или как поворотные пробковые краны. Они нашли широкое применение не только в качестве управляющих основными золотниками. Пилотные золотники хорошо себя зарекомендовали для систем автоматического управления основными
276
Фиг. 10. 29. Поворотный пилотный золоти ик.
как например рычаг, шар или
золотниками, где они приводятся в движение механическими контакторами от движущихся частей машин. Золотник может получать рабочую жидкость от основного источника энергии; может быть также использован и отдельный источник управляющего давления. В первом случае может потребоваться установка клапана согласования низкого давления, причем управляющий клапан располагается между источником энергии и клапаном согласования, чтобы все время иметь управляющее давление.
Одним из наиболее широко применяемых типов пилотного золотника является поворотный кран, выпускаемый фирмой Vickers. Эта универсальная конструкция, разработанная для трубы размером 6,4 мм на максимальную производительность 14 л/мин при 70 кг/см? в исполнении с монтажной плоскостью, показана на фиг. 10. 29. Кран может быть выпущен с различным креплением: с цапфовыми монтажными отверстиями, фланцевым креплением, плоским креплением или соединением при помощи монтажной плоскости. В кране с монтажной плоскостью четыре выходных отверстия вынесены на заднюю крышку клапана и каждое из них снабжено О-образным уплотнением. Соединение труб выполнено на фланце, присоединяемом к задней крышке. Кран может быть снят без демонтажа трубопроводов. Имеются несколько типов рукояток управления, звездочка.
Принцип действия. На фиг. 10. 30 показана схема пилотного крана. При необходимости соответствующего изменения потока масла с помощью рычага поворачивается кран, который соединяет два канала. Если кран используется как управляющий возвратный золотник, то при крайнем положении рычага (против часовой стрелки) масло от вспомогательного источника давления потечет через кран, например, в одну из полостей управляемого четырехходового распределителя. Одновременно масло из другой полости четырехходового распределителя будет возвращаться через кран в бак. Поворот рычага в крайнее положение по часовой стрелке будет направлять поток вспомогательной системы во вторую полость четырехходового распределителя, в то время как масло из полости, в которую оно поступало в первом случае, будет возвращаться через кран в бак. Это заставляет четырехходовой распределитель реверсировать поток
277
Фиг. 10. 30. Схематическое положение поворотною пилотного золотника.
Фиг. 10. 31. Пилотный золотник с приводным роликом.
Фиг. 10. 32. Управляемый распределитель.
Фиг. 10. 33. Управляемый распределитель с самопентрирующимся золотником.
278
основной гидравлической системы при изменении положения пилот
ного крана.
Пилотные золотники. Обычно применяются пилотные уравнове-
шенные золотники, похожие по конструкции на золотниковые распределители описанного выше типа. Они выполняются двух-, трех или четырехходовыми, работающими от кулачка или ролика с ручным или электрическим приводом. Обычно для золотников этого типа применяются соединительные патрубки размером 6,4 мм. На фиг. 10. 31 показан пилотный золотник Vickers с роликовым
приводом.
Основной золотник может приводиться в'Действие при помощи поршней, размещенных с двух сторон в корпусе распределителя. Это может быть выполнено так, как показано на фиг. 10. 32, где на каждом конце золотника имеется простой одподействуюший поршень Подводя управляющее давление к одной из полостей и соединяя со сливом другую полость, можно перемещать золотник в нужном направлении. Следует помнить, что в этом случае получаются только два положения основного золотника, крайних в обоих направлениях. Добавляя центрирующую пружину и используя пилотный золотник, соединяющий обе полости цилиндра со сливом в нейтральном положении (см. фиг. 10. 24, второй снизу), может быть получено третье, или среднее положение. Аналогичный результат может быть
Фиг. 10. 34. Управляемый распределитель.
получен при использовании самоцептрирующихся золотников (фиг. 10. 33) в комбинации с пилотным золотником, обеспечивающим соответствующее давление (см. фиг. 10. 24, нижний ряд). При помощи управляемых распределителей не может быть получено промежуточное положение или дросселирование, однако, точное управление скоростью золотника может быть достигнуто при использовании обратных дросселирующих клапанов, устанавливаемых на обеих полостях (клапан показан на фиг. 10. 4). Скорость движения золотника в обоих направлениях устанавливается независимо. Иногда такие дроссельные устройства встраиваются в корпус золотника. Если требуется, могут быть предусмотоены упоры для фиксации крайних положений золотника. На фиг. 10. 34 показан распределитель Vickers с управляющими дросселями, встроенными в торцы корпуса.
Промышленные образцы. С противодавлением на выходе. Основной тип четырехходового распределителя, представленного на фиг. 10. 23, не пригоден для работы с противодавлением на выходе. Если при помощи вспомогательных поршней изолировать полости, ?79
соединяемые с баком, как показано на фиг. 10. 32, то они могут подвергаться такому же давлению, что и остальные полости. Это значительно увеличит область применения распределителей. Так как конструкция, показанная на фиг. 10. 32, является основным видом
Фиг. 10. 35. Типовой че~ырехходовой распределитель:
а — ручное управление; б — управление соленоидами; в — гидравлическое управление; г — механическое управление.
управляемого распределителя, то он может быть использован в широком диапазоне разнообразных случаез применения.
Аналогичный принцип конструкции использован в распределителе Oilgear. С одним типовым корпусом простой заменой золотников и крышек может быть получен любой вариант распределителя по типу и назначению золотника. В распределителях с ручным или механическим приводом приводные штоки крепятся к крайним пояскам золотника, имеюьцим для этой цели специальные отверстия. Штоки проходят через уплотнения в крышках. Полость за уплотнением соединена со сливом.
На фиг. 10. 35 приведено несколько комбинаций, которые могут быть получены таким способом.
280
Применение семи стандартных золотников дает возможность . получить следующие варианты.
соединительный распределитель, в среднем положении полость слива перекрыта;
соединительный распределитель, ь среднем положении все полости блокированы;
соединительный четырехходовой распределитель, открытый в среднем положении;
одна полость цилиндра блокирована в среднем положении; вторая полость цилиндра блокирована в среднем положении; соединительный четырехходовсй распределитель, перекрытый в среднем положении;
распределитель с плавающим золотником, в среднем положении блокирована полость давления.
Кроме того, возможно более 100 специальных конструктивных вариантов золотника. Они включают конструкции с дросселирующими пазами и золотники с аксиальными и радиальными сверлениями для получения конструкции тандем. Нафиг. 10. 36 показаны наиболее важные детали распределителя. Но правилам ф'ирмы Oilgear проходную площадь в распределителях делают значительно большей, чем наименьшую площадь соответствующих труб. Такая практика кажется достаточно оправданной в связи с высоким коэффициентом сопротивления распределителей этого типа и тем фактом, что потери пропорциональны квадрату скорости протекания масла (см. разделы 6. 4, д и 6. 7). Другим преимуществом распределителей Oilgear является высококачественная обработка золотникового сверления, что способствует точности установки и высокой степени уравнове шенности золотника.
Распределители в основном рассчитаны на максимальное рабочее давление 210 кг/см2; некоторые конструкции приспособлены для работы при 350 кг/с.и2.
Распределители без внутренних каналов. В типовой конструкции распределителя, показанной на фиг. 10. 23, применен петлевой канал, соединяющий две сливные полости с общей полостью баке. Можно исключить этот канал, если в золотнике предусмотреть осевое сверление и радиальные соединительные отверстия. Шток золотника должен иметь наименьший диаметр, достаточный, чтобы в нем выполнить сверление, необходимое для пропуска заданного расхода. Более того, оба конца золотника выполняются несимметричными, так что его необходимо ориентировать при сборке. Этот тип распределителя допускает большое разнообразие случаев применения без изменения конструкции корпуса с простой заменой золотника.
На фиг. 10. 37 показаны наиболее важные случаи применения распределителя без внутренних каналов, разработанного фирмой Double A. Products Со [3].
Следует заметить, что полости бака изолированы и могут, следовательно, подвергаться воздействию полного давления системы.
281
Фиг. 10. 36. Типовая конструкция корпуса и золотника:
1 — точно подогнанные уплотняющие и направляющие поверхности; 2 — дополнительные центральные направляющие; 3 — V-образные или U-образные пазы; 4 — точно обработанные поверхности; 5 — уравновешивающие и смазочные канавки;
6 —- точно обработанные кольцевые канавки; 7— крышки; 8 — неподвижные уплотнения; 9 — фланец, приваренный или приболченный; 10— большие обводные каналы;
11 — корпус из высокопрочного мелкозернистого стального чугуна.
282
кэ
Схема клапана в символике ЛС дана под каждым распределителем и показывает направление потока для каждого из трех положений.
Распределители с соленоидным приводом. Масляные гидравлические системы развиваются в направлении применения электрического управления. Большинство современных промышленных гидравлических систем, как один из основных элементов, содержат панель электрического управления большей или меньшей сложности, концевые выключатели и пульты ручного управления, позволяющие работать по циклам ручного, полуавтоматического и автоматического управления. Действительно, электрическое управление практически вытеснило все другие способы автоматического регулирования гидравлическими машинами. Это является результатом возросшей сложности современного машиностроения и увеличения тенденции автоматизации.
Связующим звеном между электрической системой управления и гидравлической системой является распределитель с соленоидным приводом. Эти распределители могут быть выполнены с любыми возможными комбинациями золотников, как показано на фиг. 10. 24. Золотники выполняются в виде моделей с одним соленоидом и противопоставленными пружинами или модели с двумя солено идами. Оба варианта делаются с центрирующими пружинами или без пружин. Они предназначены для работы при высоких давлениях.
С одним соленоидом получается двухпозиционный распределитель, причем золотник находится з одном крайнем положении при отключенном соленоиде и в другом крайнем положении при включенном соленоиде. Распределитель с двойным соленоидом может быть трехпозиционным с нейтральным положением, обеспечиваемым пружиной и двумя крайними положениями, получаемыми включением одного или другого соленоида. Прежде чем появились простые и надежные распределители с соленоидным управлением, было обнаружено и решено много проблем, характерных для работы распределителей.
Ниже приводятся несколько кратких советов для проек тирования этих распределителей, а также дается пример расчета золотника, который поможет конструктору избежать некоторых ошибок в этой кажущейся простой проблеме.
Выше было отмечено, что, несмотря на высокую точность обработки и качественную отделку, золотники проявляют тенденцию к залипанию или заеданию, увеличивающуюся при повышении давлений. Эта тенденция увеличивается, если золотник выдерживается под давлением в течение продолжительного периода времени. Распределитель должен быть спроектирован таким образом, чтобы быстро принимать нейтральное положение при отключении электрической энергии. Для этого необходим соответствующий подбор пружин, выводящих золотник в нейтральное положение при любых рабочих нагрузках. Соленоиды должны развивать усилие, достаточное для 284
перемещения золотника с учетом сопротивления пружины, а также для вывода золотника из застопоренного положения. Могут быть полезны следующие практические советы. Для уменьшения эффекта залипания необходима высокая чистота обработки поверхностей поясков золотника, втулки и канавок на поясках золотника. Необходимо предусмотреть тщательно обработанные V-образные канавки постоянной ширины. Уплотнения на концах золотника должны иметь минимальное трение. Этому требованию удовлетворяют круглые кольца, установленные в соответствии с рекомендациями раздела 8
Распределители с непосредственным приводом от соленоидов целесообразны до размера 25 мм Это соответствует диаметру золотника 32 мм и перемещению 19 мм. Распределители большего размера должны иметь вспомогательный привод. При работе на высоких давлениях, максимальное усилие пружины должно быть от 6,5 кг для распределителя размером 6.5 мм до 13,5 кг для распределителя размером 25 мм. Минимальное усилие пружины, необходимое для перемещения золотника при нулевом давлении, разно от 3,5 до 6,5 кг. Соленоиды изготавливаются по определенным соотношениям, выбираются по их' электрическим и механическим характеристикам, и должны удовлетворительно работать при отклонении напряжения от номинала на 15% в обе стороны. Соленоиды переменного тока почти полностью вытеснили соленоиды постоянного тока, неудобные для гидравлических распределителей. Осевое усилие соленоида пропорционально квадрату напряжения. Это условие следует принимать во внимание при определении усилия, необходимого Для работы при уменьшенном напряжении Должны быть приня ты меры предосторожности, обеспечивающие отсутствие перегрева соленоида в случае, если он оставлен во включенном положении в течение длительного времени, необходимого в соответствии с рабочим циклом гидравлических машин. Температура не должна превышать 85° С. Подобные усдовия возникают в случае циклов с быстрым вытеснением, где суммарная подводимая мощность не должна превышать безопасных значений, рекомендуемых изготовителем. Величины перемещений, получаемые при помощи стандартных соленоидов, в основном достигают значений, требуемых для работы распоедели-телей, и, очевидно, целесообразно использовать некоторое переходное звено для получения преимуществ при перемещении золотника меньшим соленоидом. Оказалось, что вообще более удобно использовать соленоиды непосредственного действия толкающего типа достаточно больших размеров и использовать лишь часть их зозмож ного хода. Любое связующее звено или рычажный механизм быстро разрушается при тяжелых условиях работы, которым подвергаются распределители. По этой же причине следует избегать соленоидов тянущего действия.
Пример. Для дальнейшего ознакомления читателя с некоторыми вопросами, встречающимися при проектировании соленоидных клапанов, будет приведен расчет ^-дюймового четырехходового соленоидного распределителя с центрирующими пружинами. Золотник имеет диаметр пояска 25,4 мм, величину перекрытия 3,2 мм 285
и величину открытия 3,2 мм Конструкция распределителя приведена на <риг, 10. 38. Рабочее давление принимается равным 176 кг/см2.
Золотник выполняется с канавками шириной 9,5 мм и с расстояниями между канавками 9 5 мм. Золотник показан в нейтральном или среднем положении. Перекрытие на каждую сторону составляет 3,2 мм. Золотник перемещается в обе его
Фиг. 10. 38- Конструкция четырехходового распределителя с соленоидным управлением.
роны от среднего положения на величину 6,40 мм, в результате чего открытие составит 3,2 мм Золотник имеет в общей сложности 16 V-оэразных раз рузочных канавок, расположенных на каждом пояске под 45° и имеющих длину по оси 3,2 мм. В нейтральном положении разгрузочные канавки перекрыты. Площадь проходного сечения золотника равна 2,53 см2, и суммарная площадь разгрузочных канавок равна 0,65 см2, что дает соотношение скоростей 4:1. При скорости в золотчике, равной
3 м/сек, скорость потока через канавки в нейтральном положении составит 12 м/сек. Выбираем пружину, обеспечивающую максимальное усилие в одном из крайних положений золотника, равное 11,3 кг, и минимальное усилие в другом крайнем положении, равное 4,5 кг. Это соответствует жест кости пружины в 0,53 кг/мм. Средний диаметр пружины принят 19 мм, отношение диаметра пружины к диаметру проволоки 8:1. Максимальное напряжение (приближенно! равно 4230 кг/см2, число рабочих витков равно восьми. Начальное сжатие пружины приближенно равно 8 мм и свободная длина — 50,8 мм Для привода золотника выбираем соленоид толкающего действия.’
На фиг. 10. 39 приведена характеристика соленоида при 85%-ном напряжении и характеристика пружины. При выборе .соленоида следует иметь в виду, что при работе с гидравлическими распределителями, усилие, развиваемое соленоидом, очевидно, намного больше, действие других сил, вызываемых, например, весом. Это имеет место, по-видимому, вследствие
Фиг! 10.39 Кривые усилия соленоида и жесткост0 пружины:
/— усилие соленоида при НИН’
85% напряже-
2 — жесткость пружины
суммарное
чем пружиной ИЛИ колебаний силы с частотой 60 гц, обусловливающих большое число максимальных и минимальных значений, интегральное выражение которых дает величину осевого усилия соленоида. Эти колебания, несомненно, уменьшают сопротивление трения, но, конечно, неэффективны для постоянных нагрузок, таких, как пружина клапана. Таким образом, если полная сила соленоида значительно больше
286
усилия пружины клапана, она всегда сдвинет золотник распределителя.
Более того, в распределителях без возвратных пружин могут использоваться значительно меныпие соленоиды, и при залипании золотник почти всегда будет сдвинут. Соленоиды фирмы General Electric снабжены игольчатым соединением штоков и предназначены для хода 38 мм. Так как в рассматриваемом примере используется только часть хода величиной 12,8 мм и не применяется никакого механического соединения между штоками золотника и соленоида, io соединительный шток изменен и между штоками на заклепках установлена Т-образная стальная пластинка. Соленоид прочно прикреплен к крышке корпуса золотника при помощи четырех болтов размером 8 мм каждый и распорных втулок. В конструкции применены стандартные гайки.
Соленоид может выдержать полное напряжение независимо от срока установки. Рабочие циклы, приведенные в нижеуказанной таблице, допускаются при работе с этим соленоидом. Они соответствуют почти всем случаям применения гидропривода.
Время работы в % Число ходов в минуту
2,5 74
50 55
75 36
Распределители с соленоидом и пилотным золотником. При увеличении размера распределителя пружины и соленоиды для его привода становятся большими и невыгодными. Это привело к необходимости применения для управления распределителем вспомогательных приводных устройств большей мощности. Преимущества, получаемые при помощи приводного устройства, расширили область его применения даже на небольшие размеры распределителей. Обычно соленоидные распределители прямого действия ограничиваются размерами 8 и 3 .и .и. В распределителях больших размеров используются малые распределители как вспомогательные.
На фиг. 10. 35 показано, как это осуществляется с помощью распределителя Oilgear. Для всего ряда распределителей размером от 12 до 75 мм в качестве привода от электрического сигнала используется один основной типоразмер трехходового золотника. Пилотный золотник с соленоидным приводом и возвратными пружинами имеет внешние подсоединительиые патрубки высокого и низкого давления. Масло поступает к основному золотнику через съемный дроссель и обратный клапан, причем предусмотрен вспомогательный наружный трубопровод.
Двухпозиционные распределители могут быть с одним вспомогательным пилотным золотником и возвратной пружиной или с двумя пилотными золотниками.
J рехпозиционные распределители имеют центрирующие пружины и два пилотных золотника. Пилотные золотники могут
287
быть открыты или закрыты в среднем положении распределителя. В случае закрытых в среднем положении распределителей при отключенных соленоидах, полости давления перекрыты и полости основного золотника соединены с баком, так что основной золотник находится в среднем положении. Включение одного из соленоидов вызовет перемещение основного золотника з соответствующее крайнее положение вследствие воздействия на него управляющего давления. Сила тока, потребляемая соленоидом приводного оаспределителя
Фиг. 10. 40. Четырехходовой распределитель с соленоидом и пилотным золотником.
при напряжении 110 е, составляет 9,0 а при переключении золотника и 1,58 а при статической нагрузке. Минимальное значение управляющего давления 7 кг!см\ максимальное 210 к.г1см2.
Распределитель J1C. Распределитель ЛС представляет собой четырехходовой направляющий золотник с соленоидом и пилотным золотником, с монтажной плоскостью. Распределители ЛС выпускаются многими фирмами в различных исполнениях и разных размеров с двумя вариантами монтажной панели, соответствующими распределителям 19 и 32 мм.
Распределитель Vickers показан на фиг. 10. 40. Вспомогательный пилотный золотник может быть использован как самостоятельный четырехходовой распределитель с соленоидным приводом двух типоразмеров 3,2 или 6,4 .ИЯ и может быть с одним соленоидом и возвратной пружиной или с двумя соленоидами. Оба варианта могут выполняться с центрирующими или без центрирующих пружин. Пилотные 288
золотники могут быть открытыми в среднем положении. Пилотные золотники рассчитаны на рабочее давление 140 кг/см2. Сливные полости не находятся иод давлением. Сила тока при переключении равна 3,2 а для золотника диаметром 3,2 мм и 7,5 а для золотника диаметром 6,4 мм. Сила тока, потребляемого при статической нагрузке, равна соответственно 0,6 и 0,8 а при 115 в.
Распределители с пилотными золотниками применяются четырех типоразмеров от 18,6 до 76 мм. Для привода распределителя i8,6 мм используется пилотный золотник размером 3,2 мм, во всех других распределителях используется пилотный золотник 6.4 мм.
Возможно несколько комбинаций основных и пилотных золотников.
Распределители применяются в виде моделей с пилотными золотниками и с одним или двумя соленоидами, с центрирующими пружинами или без пружин.
Распределители с центрирующими пружинами имеют следующее исполнение золотников:
открытый в среднем положении;
не полностью открытый в среднем положении;
блокированный в среднем положении;
плавающий;
серии тандем (две модели).
Кроме того, один вариант золотника имеет одну цилиндрическую полость блокированную и вторую цилиндрическую полость, соединенную с баком.
Не все варианты могут быть использованы в моделях без пружин и с возвратной пружиной и не все варианты могут быть выполнены любых размеров.
Распределители проектируются на рабочее давление 210 кг/см'1. Может быть применена проставочная плата, монтируемая между пилотным и основным золотниками и имеющая каналы для соединения золотников.
На фиг. 10. 41 приведены стандартные монтажные размеры распределителя ЛС. В дополнение к четырем обычным отверстиям предусмотрены отверстия «управляемое давление» и «слив». В клапане отверстие «слив» используется как соединительное отверстие пилотного золотника с баком [1 ] и соединяет оба конца пилотного золотника. Пилотный золотник имеет равные площади торцов и, следовательно, гидравлически уравновешен. Во всех распределителях этого типа увеличение давления в сливной полости может привести к случайному включению золотника. По этой причине часто рекомендуется соединять полость бака пилотного золотника с атмосферой.
Управляющее давление, необходимое для работы основного золотника, подается одним из следующих способов.
1. Внутренним путем при помощи соединения полостей рабочего и управляющего давлений. Необходимое минимальное управляющее давление равно 3,5 В распределителе, открытом в сред-
19 Эрнст 1211 289
нем положении золотника, па линии, соединяющей распределитель с баком, должен быть установлен клапан противодавления. При наличии в системе дифференциального цилиндра это противодавление может вызвать непроизвольное перемещение поршня. Следовательно, более предпочтителен внешний источник управляющего давления.
2. Самоуправление внешним путем. На линии давления должен быть установлен клапан согласования на 3,5 кг/см2. Управляемое
Фиг. 10.41. Монтажные размеры 19 мм клапана ЛС.
давление, взятое от основного потока, подводится к отверстию «управляемое давление» на монтажной плите.
3. Отдельный источник управляющего давления необходим, когда давление в основной системе достигает 140 кг/см2. Большим преимуществом независимого источника управляющего давления, является то, что сила переключения золотника постоянна при любых условиях работы.
Время переключения распределителей ЛСфирмы Vickers с пилотным золотником, определенное экспериментально, лежит в пределах от 0,05 сек для малых и до 1 сек для больших золотников.
На фиг. 10. 42 приведен разрез распределителя Double A. Products. Сливные полости пилотного золотника отделены от уплотнений, поэтому влияние колебаний давления в баке не сказывается на работе пилотного золотника и сливные полости могут быть внутри корпуса соединены с полостями бака основного золотника. Для дренажа камер с уплотнениями пилотного золотника можно использовать отверстие «дренаж» на монтажной плите распределителя ЛС. Однако потребуется изменение этого устройства, если во время рабочего цикла давление в линии слива уменьшается по сравнению 290
с управляющим давлением менее чем на 3,5 кг!см2. В этом случае сливная полость пилотного золотника должна быть объединена
Фиг. 10. 42. Сечение клапана J1C.
с дренажем камер уплотнений и изолирована от основной полости слива.
Такой случай возникает, когда применен золотник типа тандем в сериесной схеме или если для создания необходимого управляющего давления сливные отверстия ограничены в основном золотнике, 19» 291
открытом в среднем положении. Тогда пробка с отверстием, установленная на линии подвода управляющего давления, предотвратит перегрузку дренажных' камер.
Способы обеспечения управляющего давления могут быть аналогичны перечисленным выше.
Для распределителей Double, открытых в среднем положении золотника и с внутренним управлением, предусматриваются встроенные дроссельные клапаны на сливе модели 19 .мм и на входе модели 32 мм.
Оригинальное устройство для разгрузки переливного клапана в промежутке между циклами работы может быть выполнено соединением сливной полости переливного клапана с внешней управляющей линией и использованием открытого в среднем положении золотника. Масло из управляющей линии проходит через обратный клапан для защиты управляющей камеры переливного клапана от нарушения равновесия. За обратным клапаном может быть предусмотрен дополнительный источник управляющего давления, тогда потребуется пропускать масло, идущее па управление через соответствующий игольчатый клапан для обеспечения требуемой скорости. Этот дополнительный поток жидкости соединяется с маслом из переливного клапана и образует поток жидкости, входящий в пилотный золотник и воздействующий на основной золотник. Управляющий поток масла передвигает основной золотник при относительно низком давлении. Ввиду того, что управляющий механизм основного золотника часто является более точным при низких давлениях, очевидно, что этот метод позволит выравнить время циклов. Более того, давление будет возрастать до различных значений по заданному закону. Во-первых, направление потока масла системы дистанционного управления плюс возможная дополнительная жидкость через отверстие до некоторой степени определят скорость движения золотника. Во-вторых, давление в переливном клапане может возрасти настолько быстро, насколько быстро золотник движется против пружины Когда основной золотник переместился в крайнее положение, линия управления находится фактически напротив глухого конца золотника и величина давления будет зависеть от нагрузки на линию.
Распределители Double применяются на весь ряд вариантов золотников, приведенных на фиг. 10. 37, и с дросселирующими пазами различной конфигурации. Они могут выпускаться в виде моделей с одним соленоидом и возвратной пружиной и с двумя соленоидами и центрирующими пружинами или без пружин. Последние имеют механические фиксаторы крайних положений. Максимальное рабочее давление 140 кг!см2. Применяется ряд размеров распределителей от 19 до 50 мм. Дроссельные управляющие пробки для контроля скорости переключения золотника могут быть установлены на все распределители. При использовании распределителей с центрирующими пружинами следует иметь в виду, что усилие центрирующих пружин является лишь частью усилия, преодолеваемого управляющим давлением. ......
292
Цилиндр основного золотника может монтироваться между пилотным золотником и нижней плитой.
Двух и трехходовые распределители. Двух- и трехходовые распределители рассматриваются как видоизмененные четырехходовые распределители с одним или несколькими заглушенными отверстиями. В случае двухходового распределителя полость слива может быть использована для дренажа утечек.
Обычно не применяют специальные конструкции трехходовых распределителей, так как четырехходовой распределитель вполне удовлетворяет заданным требованиям. Для дзухходового распределителя целесообразно использовать более экономичные специальные конструкции. Двухходовые распределители с кулачковым или роликовым приводом могут использоваться как замедляющие клапаны; они снабжаются встроенными обратными клапанами.
Замедляющие клапаны с кулачковым приводом Double A Products выпускаются для любых случаев применения.
Клапаны могут иметь дросселирующие пазы, приспособленные для специальных замедляющих каналов. Они могут иметь специально доведенные золотники с длинными уплотняющими поясками для уменьшения утечек при соединении их с точными питающими схемами. Некоторые распределители имеют встроенные игольчатые клапаны, обеспечивающие в случае необходимости заданный минимальный расход, чтобы избежать установки золотника с малыми открытиями, обеспечивающими этот минимальный расход.
По-видимому, наиболее совершенным рядом двухходовых распределителей является ряд, разработанный фирмой Oilgear Он выполнен по образцу ряда распределителей фирмы четырехходового типа. Использованы стандартные корпусы и золотники с различными вариантами поясков для любого вида ручного или механического управления с гидравлическим, соленоидным или пилотно-соленоидным приводом.
Обратные клапаны. Широко применяемой разновидностью двухходового распределителя является обратный клапан. Обратный клапан может быть выполнен путем установки стального закаленного шарика в литом или кованом корпусе. Клапаны этого типа работают удовлетворительно, но не всегда бесшумно. Более спокойная и бесшумная работа может быть достигнута при помощи обратного клапана -золотникового типа с пружиной. Модификации обратного клапана с присоединением как к монтажной плите, так и к патрубкам могут быть осуществлены несложным путем. Оригинально выполнен обратный клапан пакетного типа фирмы Denison Er.ginxering. Этот клапан может устанавливаться между регулятором давления и его плитой, образуя, таким образом, регулятор давления- со свободным обратным потоком.
Обратные клапаны могут выполняться управляемыми; в результате получаем герметичный двухходовой распределитель со свободным обратным потоком. Так как эти клапаны являются неуравновешенными, они не могут открыться и преодолеть действие давления 293
па клапан, пока не будет приложено достаточное давление к управляющему элементу, имеющему соответствующий размер. Резкое нарушение гидравлического равновесия в момент открытия может привести к значительным колебаниям давления. Небольшой пилотный обратный клапан может быть предусмотрен для снижения давления и облегчения открытия основного обратного клапана.
Клапаны для уравнивания давления. Клапаны для уравнивания давления часто применяются в гидравлических прессах и других больших гидравлических приводах. Эти клапаны, устанавливаемые между баком предварительного залива и рабочим цилиндром, позволяют поступать маслу в цилиндр, в то время как поршень быстро перемещается под действием небольшого вспомогательного бустерного цилиндра или собственного веса При достаточно высоком сопротивлении поршня движение замедляется и клапан закрывается под воздействием пружины или вспомогательного гидроплунжера, позволяя при помощи насоса поднять давление в цилиндре. При обратном ходе клапан принудительно открывается другим гидроплунжером, выпуская масло из цилиндра, в то время как быстрый возврат поршня осуществляется при помощи насоса, нагнетающего масло в специальный цилиндр.
Клапаны, выпускаемые фирмой Oilgear, могут рассматриваться как трехходовые распределители без байпаса. Они предназначены для соединения с бустерным или ускорительным цилиндром. На фиг. !0. 43, а показана схема устройства клапана Oilgear, снабженного либо сопротивлением, либо выравнивающей головкой. Давление от насоса подводится к полости III основного цилиндра. Давление от бустерного цилиндра подводится к полости V, и давление для обеспечения обратного хода подводится к полости IV. В положении клапана, показанном на фигуре, масло будет поступать из полости бака II к полости основного цилиндра I, что соответствует быстрому перемещению поршня и пресса При увеличении сопротивления давление в полости V возрастет и откроет встроенный клапан сопротивления. Шток клапана из-за повышения давления переместится вправо, разъединит полости 1 и II и соединит полости III и I. При обратном ходе пресса выравнивающее давление переместит шток клапана влево, открыв при этом соединение между полостями I и II и пропуская масло в бак. При соответствующем профиле пазов на штоке клапана в сочетании с соответствующей скоростью его открытия клапан может служить как снижающий давление. 1 гри очень больших клапанах для снижения давления лучше использовать дополнительные клапаны. Может быть предусмотрена соединительная полость VI. Если эта полость используется, то давление от насоса при обратном ходе, как и раньше, подводится к полости IV, однако линия, идущая к возвратной площадй пресса, берется от полости VI. Следовательно, возвратное давление не можег быть приложено,' пока запорный клапан не открыт.
На фиг. 10- 43, б приведена схема привода уравнивающего клапана посредством четыреххрдоиого распределителя со вспомога-294
тельным соленоидным клапаном. Обозначение полостей аналогично фиг. 10. 43, а.
Скорости масла, рекомендуемые для этих клапанов, приведены ниже. Для обычных установок с длиной трубопровода от 3 до 4,5 м и температурой ^50° С (вязкость 45 сст, удельный вес 0,9 г/см3) скорость принимается до 3,66 м/сек при напоре 1,2 м, до 3 м/сек при нулевом напоре, до 2,44 м/сек при высоте всасывания 0,9 м; до 1,8 м/сек при высоте всасывания 1,5 м и до 1,2 м/сек при высоте
VI IV
Зо ют ник с tmSepcmuen VI
VI IV
Золотник с отверстием VI
Фиг. 10. 43. Устройство для работы с уравновешивающими клапанами:
J — регулируемый клапан; 2 — регулируемый дроссель; 3 — обратный клапан; 4 — пилотный золотник; «5 — соленоид; 6 — гидравлический демпфер; 7 — четырехходовой распределитель.
всасывания 2,4 м. Эти цифры нс учитывают влияния размеров клапана, длины труб, количества перегибов и увеличенной вязкости жидкости.
Клапаны Oilgear выпускаются в виде полного ряда типоразмеров до 4С6 мм. На фиг. 10. 44 показан клапан размером 406 мм, имеющий четырехходовый золотник с пилотно-соленоидным управлением. Основной клапан оборудован также клапаном понижения давления размером 50 мм с пилотно-соленоидным приводом, прифланцованным непосредственно к корпусу.
Часто уравновешивающие клапаны выполняются в виде обратных клапанов, непосредственно соединяющих цилиндр с баком, расположенным над ним.
На фиг. 10. 45 показано устройство, применяемое фирмой Hydraulic Press MfgСо в том случае, когда пресс двигается под действием веса. При этом масло поступает в цилиндр через отверстие, открываемое пружинным обратным клапаном. В тот момент, когда пресс встречает сопротивление, клапан закрывается под действием пружины и насос, постоянно соединенный с цилиндром, повышает
295
давление. При обратном ходе пресса давление подводится под рабочий плунжер, который открывает клапан, что позволяет маслу выходить из цилиндра пресса.
В клапане этого типа допускаются скорости на входе от 3 до 4,5 м!сек, когда применяется подпорный бак, аналогичный показап-
Фиг. 10. 44. Шестнадцатидюймовый (4С6 мм) запорный клгпан с четыреххо-довым соленоидным управляющим клапаном.
Фиг. 10. 45. Головка цилиндра гидравлического пресса с вырезом, показы-вг.ющим обратный клапан.
нему на фиг. 10. 45. Пружины должны быть рассчитаны таким образом, чтобы имелся запас силы по отношению к весу обратного клапана. Тогда клапан закроется быстро и плотно, но свободно откроется, когда опускание пресса вызовет появление вакуумма.
10. 5. Регулирование ускорений
Масляные гидросистемы в основном гидростатические. Это означает, что работа совершается давлением и перемещением, а не изменением количества движения жидкости. Однако, вследствие быстрого возрастания скоростей гидравлических устройств конструкторам все чаще приходится иметь дело с динамическими факторами. Такие динамические факторы могут возникать вследствие ускорения или замедления больших масс, перемещаемых с высокими скоростями или в массах жидкости при определенных рабочих условиях.
Слишком быстрое ко времени, изменение скорости жидкости или механических узлов может вызвать ударь:. Эти удары имеют отрицательное влияние на гидравлическую систему.
Гидравлическая система управления может быть так спроектирована. чтобы ограничить ускоряющие и замедляющие силы и контро-296
лирсвать изменение скорости потока жидкости и тем самым предотвратить нежелательные удары.
Выбор формы регулирующих золотников был приведен раньше (см. фиг. 10. 36 и 10. 38). Наличие перепуска и разгрузочных пазов позволяет смягчить -ускорение и замедление потока жидкости, особенно если скорость перемещения золотников определяется пилотным золотником.
Ниже, более детально будут изложены количественные соотношения этого метода.
Большая масса, например стол станка, перемещается со скоростью и и имеет кинетическую энергию величиной
(10.1)
Если общий путь до остановки массы равен L и если масса перемещается со скоростью и на расстоянии х от точки движения с максимальной скоростью, то величина работы, затраченная па гашение кинетической энергии, равна 7? (L — х). Тогда имеем
О W Гу / Т '
-^=R(L~x).
(10. 2)
При максимально-допустимом рабочем давлении р и площади цилиндра имеем
(10.3)
Gu2 г. ,r ,
-2—= (Z. —х).
Для превращения работы pF (L — х) в гидравлическую энергию применим теорему Торичелли. Имеем р _ V2
V “ 2g '
(Ю. 4)
F
где v = и-г—, a F.— площадь проходного сечения клапана на рас-С X
СТОЯНИИ X.
Объединяя уравнения (10. 4) и (10. 3), имеем
Gu2 ytFF3 (L — х) ~2g~ = ci$Ff
(10 5)
отсюда получаем
yF:s (L — х)
G
(10.6)
Уравнение (10. 6) определяет площадь проходного сечения клапана Fx в функции от расстояния х. Мы хотим определить Fx как функцию перемещения золотника; чтобы определить величину 297
открытия клапана, обеспечивающего заземление массы. Так как перемещение золотника клапана линейно по времени, то Fx можно выразить в зависимости от времени:
(10.7)
.1 * ,11 -.ч"-'. 0 0 (10. 8)
(10. 9)
или
) L - х у L -2=- V 2G/gR (10. 10)
Подставляя уравнение (10. 10) в уравнение (10 6), имеем
р 1 / уf3L _ / 1/ У . G G } 2 ' (10. 11)
Для x 0 t 0 и Fx равна:
(10. 12)
Для х = L t - |/и Fx 0.
Площадь проходного сечения Fx должна быть линейной функцией перемещения золотника, т. е. Fx ~ "|/ в начале и равна нулю в конце хода золотника. Клапан должен быть рассчитан таким образом, чтобы ход золотника соответствовал времени
Это требует наличия замедляющих пазов прямоугольного сечения, которые уменьшаются до нуля при перемещении золотника. Для точного контроля скорости управляющего золотчика рекомендуется применение независимого источника управляющего давлением.
Ход рассуждений иллюстрируется следующим примером. Стол станка весом 2270 кг двигается со скоростью 1 м/сек. Он работает от приводного гидравлического цилиндра диаметром 50 мм при максимальном давлении 70 кг/см2. Распределитель, который управляет направлением движения, имеет ход 9,5 мм, соответствующий полной остановке. Он работает от давления управления, действующего на площадь золотника диаметром 38 мм. Какова величина минимального тормозного пути, время торможения, площадь замедляющего клапана и производительность вспомогательного насоса? 298
1. Путь торможения из уравнения (10. 3) при х = 0
“ 2&рД ~ "2-9,81-70-10*-19,6-10-* ~ ’ л'
2. Время торможения из уравнения (10. 9) при х -= L , т/ 2GT -1/ 2-2270-0,085 n , ., z = V - V 1щп9^йн: = °’141 сек-
3. Fx из уравнения (10. 12) при x = О
1/ уЛ»£" -I/900-7,53-IO7» 0,085 , д ,л_. „
/д. - у - у-------------------------- - 1,6-10 м2.
Эта площадь должна быть разделена на коэффициент расхода отверстия (см. раздел 6. 9):
1 fi. 10-5
Fx = nlc = 2,46- 10“5 м2. х 0,65
Предполагая, что длина пути торможения соответствует ходу золотника 9,5 мм, длина паза будет равна 9,5 мм Это даст ширину двух пазов, равную
о 46.10-5
-= 1,29-10-3 м 1,29 мм.
2’9,5-10-3
4. Золотник распределителя должен пройти расстояние 9,5 мм за время 0,141 сек. Минимальная производительность вспомогательного насоса должна быть равна
1,1-10-4-9.5-10-3-60 . ,
----0Д4ТЛ0-^-----^4,45 л мин.
Целесообразно выбирать действительную производительность вспомогательного насоса значительно большей, так чтобы золотник быстрее проходил зону перекрытия и открывал проходное отвеостие и, следовательно, необходимая для управления величина хода могла быть уменьшена.
Конструкция регулирующего золотника должна выбираться с учетом производительности насоса во время торможения и переключения. В этот период насос блокировать нецелесообразно. Следовательно, должен быть предусмотрен отдельный байпас между насосом и баком или дроссельное устройство.
На фиг. 10. 46 показан схематичный разрез комбинированного клапанного устройства Oilgear. Весь агрегат состоит из пилотного золотника, распределителя и тормозящего клапана, а также клапана «стоп-старт», заключенных в одном корпусе. Пилотный золотник условно четырехходового типа приводится в действие через ходовые собачки или кулачки от стола станка или от вспомогательного клапана с соленоидами через концевые выключатели или кнопки. Золотник распределителя приводится в действие через серию последовательных дросселей, что позволяет регулировать скорость перемещения с большой точностью. Управляющее давление может свободно поступать
299
с любого конца через обратные клапаны, и перемещение золотника контролируется изменением расхода на выходе. Скорость движения не ограничивается до момента, когда перекрывается свободный обратный поток из силового цилиндра станка. Тормозной дооссель контролирует движение золотника сразу после его среднего положения, приблизительно соответствующего остановке стола, В этой точке поток через тормозной дроссель перекрывается и открывается ускорительный дроссель.
Клапан «стоп-старт» ручного управления перекрывает поток от насоса в распределитель и направляет его в бак.
Положение В
Фиг. 10. 46 Комбинированный распределитель:
1 — регулировка первоначального ускорения; 2 — установка последующего замедления; 3 — соединение с низким давлением выхода; 4 — вспомогательные отверстия для соединения с цилиндром низкого давления; 5 — соединение с цилиндром; 6 — соединение с низким давлением входа; 7 — управляющий золотник; 8 — установка последующего замедления; 9 — установка первоначального ускорения; 10 — соединение со сливом; И — золотник обратного хода; 12 — золотник остановки; 13 — соединение с высоким давлением входа; 14 — соеди-некие с высоким давлением выхода.
-Инерционное воздействие вызывается не только механическими частями, движущимися с большой скоростью, но и при резкой остановке и трогании потока жидкости. Особенно значительным является воздействие при резком освобождении находящихся под высоким давлением больших объемов масла, что может иметь место, например, в гидравлических прессах и др. Это привело к необходимости создания разгрузочных устройств, которыми снабжены все большие прессы.
Сброс объема жидкости через постоянный дроссель требует определенного времени. Вначале относительно высокие скорости быстро уменьшаются при падении давления, так что заключительная часть процесса происходит медленно. Наилучшую характеристику дает разгрузочный управляемый клапан, открывающий прогрессивно увеличивающееся отверстие с заданной скоростью.
Разработан клапан, который автоматически обеспечивает заданное ускорение жидкости при всех рабочих режимах. На фиг. 10. 47 показан запорный демпфирующий клапан Denison, который пред-300
с любого конца через обратные клапаны, и перемещение золотника контролируется изменением расхода на выходе. Скорость движения не ограничивается до момента, когда перекрывается свободный обратный поток из силового цилиндра станка. Тормозной дроссель контролирует движение золотника сразу после его среднего положения, приблизительно соответствующего остановке стола. В этой точке поток через тормозной дроссель перекрывается и открывается ускорительный дроссель.
Клапан «стоп-старт» ручного управления перекрывает поток ст насоса в распределитель и направляет его в бак.
Положение В
Фиг. 10. 46 Комбинированный распределитель:
1 — регулировка первоначального ускорения; 2 — установка последующего замедления; 3 — соединение с низким давлением выхода; 4 — вспомогательные отверстия для соединения с цилиндром низкого давления; 5 — соединение с цилиндром; 6 — соединение с низким давлением входа; 7 — управляющий золотник; 8 — установка последующего замедления; 9 — установка первоначального ускорения; 10 — соединение со сливом; И — золотник обратного хода; 12 — золотник остановки; 13 — соединение с высоким давлением входа; 14 — соединение с высоким давлением выхода.
Инерционное воздействие вызывается не только механическими частями, движущимися с большой скоростью, но и при резкой остановке и трогании потока жидкости. Особенно значительным является воздействие при резком освобождении находящихся под высоким давлением больших объемов масла, что может иметь место, например, в гидравлических прессах и др. Это привело к необходимости создания разгрузочных устройств, которыми снабжены все большие прессы.
Сброс объема жидкости через постоянный дроссель требует определенного времени. Вначале относительно высокие скорости быстро уменьшаются при падении давления, так что заключительная часть процесса происходит медленно. Наилучшую характеристику дает разгрузочный управляемый клапан, открывающий прогрессивно увеличивающееся отверстие с заданной скоростью.
Разработан клапан, который автоматически обеспечивает заданное ускорение жидкости при всех рабочих режимах. На фиг. 10. 47 показан запорный демпфирующий клапан Denison, который пред-300
ставляег собой закрытый в нормальном положении клапан, открывающийся, когда подводится давление. Это вызывает постепенно ускоряющийся поток через клапан до тех пор, пока он полностью не откроется. После этого практически свободный поток поддерживается в течение всего времени протекания жидкости через клапан. Если поток прерывается, то клапан быстро возвращается в исходное положение и операция может быть повторена.
Особым свойством клапана является то, что в случае более высокого давления он открывается при меньшем значении скорости, чем при низком давлении, когда клапан подвержен неожиданным
Фиг. 10. 47. Разрез запорного демпфирующего клапана.
ударам со стороны жидкости. Скорость открытия будет также возрастать, если давление в выходной линии клапана будет приближаться к величине давления во входной линии.
Клапан спроектирован с золотником, который нормально дер жится в закрытом состоянии при помощи пружины для предотвращения перетока жидкости из подводящей в отводящую полости. Однако, когда к подводящей полости подается давление, золотник перемещается в положение открытия. Скорость перемещения золотника контролируется при помощи небольшого клапана, реагирующего на давление, а также разностью давлений между выходом й входом. Это влияет на разницу скоростей открытия при различных давлениях.
Для работы системы управления требуются доли секунды. Действительно, время, необходимое для работы клапана, не больше времени удара, если не применяется демпфирующий клапан.
Реверсивные радиальные и аксиальные поршневые насосы регулируемой производительности особенно хорошо приспособлены для восприятия инерционных нагрузок г.ри работе в двухпоточных схемах. Их характеристики с плавно увеличивающейся или уменьшающейся производительностью делают их наиболее пригодными для этих целей. Примеры применения будут описаны более детально в соответствующих разделах.
10. 6. Комбинированное управление и панели
Узлы регулирования давления и направления потока могут быть выполнены в одном агрегате, служащем для управления машиной с гидроприводом. Аналогично может осуществляться объединение 301
узлов управления величины и направления подачи, регулирования давления, а также комплексных систем. Это позволяет сгруппировать все узлы управления гидравлической системой в одну панель управления.
Имеются гидравлические панели управления стандартного типа, разработанные для определенных рабочих условий, обычно встречающихся в приводах станков, а также типовые узлы, из которых могут быть образованы целые силовые и контрольные системы
любых размеров и степени сложности для специального и обычного машиностроения.
На фиг. 10. 48 показана панель управления системой питания производства Vickers Inc. Эта система в основном состоит из многспозициопного распределителя, золотник которого может перемещаться при помощи рычага, показанного на передней части агрегата. Золотник имеет в верхней части выступающий цилиндрический ролик, закрытый кожухом. Выступающий ролик может служить в качестве привода от кулачка, устанавливаемого па ползушке стола станка. Золотник мо-
жет занимать одно из следую-
Фиг. 10. 48. Панель управления смете- щИХ положений: быстрый ход, мои питания.
грубая подача, точная подача, стоп и быстрый обратный ход. Грубая и точная подачи рабочей жидкости обеспечиваются двумя дозирующими клапанами управления потоком. Быстрый передний ход включается рукояткой. Стол двигается с большой скоростью, определяемой полной производительностью насоса, до тех пор пока установленная на нем собачка не нажмет на золотник контрольного клапана и переключит его на режим грубой подачи. Стол продолжает двигаться со скоростью, необходимой для грубой подачи, до включения в работу кулачка точной подачи, определяющей скорость стола на этом этапе работы. После этого стол доходит до конца, где установлен концевой включатель, включающий соленоид, производящий переброску золотника распределителя. При использовании этих панелей необходимо помнить, что положение золотника при обратном ходе должно быть обеспечено не от воздействия стола или от других элементов станка, приводимых силовым гидравлическим цилиндром. В связи с этим фирма Vickers выпускает модели, имеющие выступающие валики или рычаги, служащие для соединения с сердечниками соленоидов; модели с встроенными соленоидами или
302
модели, снабженные вспомогательными цилиндрами, служащими для автоматического обеспечения реверса. После завершения быстрого обратного хода для возврата золотника в положение «стоп» применяется кулачок грибкового типа. В дополнение к моделям, оборудованным одним возвратным соленоидом, для дистанционного управления быстрым передним ходом выпускаются модели с двумя соленоидами, а также модели с клапанами управления.
Применяются двухпоточные панели питания, обеспечивающие питание и быстрое перемещение в обоих направлениях. В дополнение к ним фирма выпускает панель питания с полностью электрическим управлением. Управление осуществляется исключительно концевыми включателями, обеспечивающими автоматический или ручной запуск, быстрый ход, подачу, быстрый обратный ход и остановку. Выпускаются также панели, автоматически обеспечивающие рабочий цикл, имеющие управляющие клапаны, приводимые от собачек, связанных со столом станка. Число возможных комбинаций практически пеограничено, кроме того, могут быть построены специальные панели, имеющие любое число и комбинацию узлов. Для соединения с машиной панели проектируются с монтажными плоскостями, причем все соединительные каналы выведены к монтажной плоскости, расположенной сзади панели, и снабжены уплотняющими О-образными кольцами.
Большинство изготовителей предлагают стандартные панели в исполнении с монтажной плоскостью. Узлы, необходимые для заданной гидравлической системы, могут быть сгруппированы определенным образом и смонтированы на монтажной плите. Узлы, проходящие сквозь плиту, могут иметь штуцера для соединения с патрубками сзади плиты.
Другим вариантом соединения могут быть сверления и пазы в толстых стальных панелях, собираемых в пакет.
Эти способы имеют преимущества не только в том, что все гидравлические узлы сгруппированы вместе, но и в том, что любой узел может быть снят для обслуживания и ремонта. Панель с пазами имеет более чистый вид и практически не имеет утечек масла. Однако, если панель собрана, произвести изменения в системе обычно не представляется возможным. Следовательно, для исследовательских работ или модельных установок целесообразно иметь конструкцию с трубами.
Стоимость любой установки почти одинакова. Привод клапанов и даже дозирующих устройств может осуществляться при помощи электрических систем, так что расположение панели управления относительно машины или ее частей безразлично. Часто панель управления монтируется или пристраивается к силовому гидравлическому агрегату, образуя таким образом совершенно самостоятельную силовую гидравлическую систему управления, которая требует лишь трубы и провода для соединения с машиной.
На фиг. 10. 49 показана такая гидравлическая система и стандартные детали, используемые для ее формирования. Силовой агрегат 303
Фиг. iO. 49. Комплексная гидравлическая система-. а — в сборе; б — отдельные узлы.
для специальной машины, сконструированный в виде пульта, показан на фиг. 10. 50.
Насосная станция Oiigear. Насосная станция типа JK состоит из источника энергии и системы управления и оборудована исключительно соленоидной системой привода.Она состоит из одного узла, содержащего насос постоянной подачи для быстрого перемещения стола, основного насоса переменной подачи с роликовыми поршнями и плоским торцовым распределителем, а также из золот ников и клапанов управления с соленоидными приводами, собран-
Фиг. 10. 50. Силовой агрегат в виде пульта.
ными в компактном корпусе вместе с предохранительным клапаном и клапаном противодавления. Агрегат может быть смонтирован на любом необходимом резервуаре стандартной или специальной конструкции и непосредственно соединен с приводным двигателем.
При помощи соответствующего управления от концевых включателей агрегат позволяет получить в силовом гидроцилиндре в любой последовательности быстрый холостой ход вперед, две скорости рабочего хода и обратный холостой ход. Бремя каждого цикла может быть обеспечено электрическими датчиками.
Может быть выбрана одна из двух подач при холостом ходе и при рабочем ходе. При 1150 об/мин подача насоса при рабочем ходе может быть 2,5 или 10 л/мин и при холостом ходе может быть 34,5 или 54 л/мин. Максимальное давление при рабочем ходе70 кг/см2, давление холостого хода равно 21 кг/см2. Если используется одна из меньших подач, требуется двигатель мощностью 2,5 л. с. Если используется
20 Эрнст '.211 305
одна или обе высокие подачи, то требуется двигатель мощностью 5 л. с. На фиг. 10. 51 показан внешний вид aiрегата.
На схемах фиг. 10. 52—10. 55 показаны основные части агрегата и их работа при разных положениях зог.отника управления. На фиг. 10. 52 агрегат показан в нейтральном положении. В этом случае насос холостого хода нагнетает жидкость под давлением 2,5 кг/см2 в полость со стороны выхода штока поршня силового цилиндра, одновременно осуществляя подпитку основного насоса, подача которого
Фиг. 10. 51. Насосная станция Oilgear для силового гидроци ли ндр а станка типа IK.
складывается с подачей насоса холостого хода. Давление в этом случае определяется переливным клапаном противодавления. Силовой гидроцилиндр станка не может двигаться, так как его противоположная полость закрыта клапаном обратного рабочего хода, настроенного на 8,8 кг/см2.
Холостой ход (фиг. 10. 53). При установке управляющих золотников в положение холостого хода масло подается в левую полость силового гидроцилиндра. Производительность максимальная, давление, определяемое настройкой переливного клапана холостого хода, равно 21 кг!см2. Масло проходит также через основной пасос. Правая полость гидроцилиндра соединена с полостью противодавления. Величины противодавления могут оказаться недостаточными для преодоления веса вертикально движущегося стола, который должен быть уравновешен для предотвращения случайного падения.
10 54 показано положение элементов
Рабочий ход. На фиг.
агрегата при рабочем ходе. Насос холостого хода осуществляет подпитку основного насоса при противодавлении. Производительность основного насоса, определяемая настройкой регулятора рабочего хода, поступает в левую часть силового гидроцилиндра. Масло, вытесняемое из правой полости силового гидроцилиндра, проходит через дроссельный клапан, запирая таким образом поршень между двумя потоками жидкости. На схемах также показан компенсатор утечек, обеспечивающий постоянство скорости рабочего хода неза висимо от давления. В связи с этим регулятор рабочего хода воздействует на скользящий блок основного насоса через набор пружин Бельвилля. Возвратная пружина стремится переместить подвижный блок в нейтральное положение. Предусмотрен вспомогательный плунжер, помогающий регулятору рабочего хода. При увеличении давления в линии при рабочем ходе утечки в насосе стремятся также увеличиться. Если бы отсутствовал вспомогательный плунжер, то это 306
Обратный ход
Прямой ход
суппорт
21
Трубопровод
22
Слив
Слив
Слав
Слив
20
14
14
Соленоид включен Соленоид выключен
Давление
22
21
Давле ние
Давле-ние
Давление
* + + + + всасывание
w»w. Давление сопротивления подачи
Операции
Соленоиды
Нейтральное Холостой ход вперед_______
Грубая подача вперед______
Точная подача вперед______
Быстрый об ратный ход
18
17 -
16 —
15
ПроатРпЯ''fl прн"?
Дппнахк
Фиг. 10. 52. Насосная станция Oilgear для силового гидроцилиндра станка (нейтральное положение):
1 — цилиндр 2 — соленоид А; 3 — соленоид В; 4 — переливной клапан высокого давления (81 кг/см2); б — предохранительный клапан — клапан обратной подачи (8,8 кг/см2)', 6 — отверстие для манометра; 7 — переливной клапан противодавления (2,5 кг/см2); В — переливной клапан шестеренчатого насоса холостого хода (21 кг/см2), 9 — шестеренчатый насос холостого хода; 10 — заливочная горловина; It — сапун; 12 и 13 — трубы; 14 — бак для масла; 15 — соленоид С; 16 — винт грубого регулирования подачей; 17 — основной насос переменной производительности: 18 — компенсатор утечки; 19 — винт точного регулирования подачей; 20 — отверстие для манометра; 2/ — трубопровод; 22 — трубопровод.
20;
307
+ + + + + Всасывание Давление холостого хода
Противодавление Дренам
Фиг. 10.53. Насскная станция Oilgear для силового гидропривода станка (холостой ход). Обозначения те же, что па фиг. 10. 52.
308
4 г + ♦ ♦ Всасывание
. .• Противодавление
Давление сопротивления подачи
Дпснаж
Ш8Ж Давление подачи
Фиг. 10. 54. Насосная станция Oilpear для силовогс гидропривода станка (режим подачи). Обозначения те же, что на фиг. 10. 52.
309
** + *+ Всасывание Brin Давление обратного нова
Противодавление -• ---- Дрена*
Фиг. 10. 55 Насосная станция Oilgear для силового гидропривода станка (обратнь’й ход). Обозначения те же, что на фиг. 10. 52.
310
привело бы к уменьшению' подачи насоса. Плунжер передвигает подвижный блок в сторону увеличения подачи насоса, сжимая пружины Бельвилля, которые откалиброваны так, чтобы увеличенная за счет воздействия плунжера подача насоса компенсировала дополнительные утечки, образовавшиеся за счет увеличения давления при рабочем ходе.
Обратный ход (фиг 10. 55). В этом положении масло от насоса холостого хода подается в правую полость силового гидроцилиндра. Левая полость гидроцилиндра находится также под давлением. Следовательно, стол станка быстро возвращается в свое первоначальное положение.
10. 7. Гидравлические аккумуляторы и мультипликаторы
Накопление гидравлической энергии является одним из старейших путей ее применения. Аккумуляторы, состоящие из цилиндров и штоков, нагруженных чугунными плитами, представляли собой обычную картину на металлообрабатывающих заводах, прессовых мастерских и других предприятиях, где в какой-либо мере применялась гидравлическая энергия. Развитие масляного привода и в особенности изобретение насоса переменной подачи привело к постепенному вытеснению аккумуляторных систем. Масляный привод начал развиваться ускоренными темпами без этих громоздких и опасных устройств. Постепенно стали появляться современные системы с гидравлическим аккумулятором давления. Их особенность заключается в накоплении гидравлической энергии при помощи аккумулятора, имеющего эластичный сосуд для накапливаемой жидкости. Параллельно шло развитие водяных аккумуляторов,были построены и установлены огромные сосуды для накопления давления воды для штамповочных машин, ковочных прессов и т. д. Масляные гидравлические аккумуляторы применяются для литьевых машин, для сварочных машин и других случаев, когда требуется отдача большой мощности в короткий отрезок времени. Система рассчитана таким образом, что использованная жидкость может восполняться при помощи насоса, включающегося между рабочими циклами.
В то время как в водяных аккумуляторах вода находится в непосредственном контакте с упругой сжимающейся средой, в масляных системах разные среды необходимо разделять. В связи с этим разработаны аккумуляторы давления с подвижными поршнями и эластичными диафрагмами На фиг. 7. 74 показано такое устройство вместе с насосом Oilgear и компенсатором давления. Проектирование гидравлических аккумуляторов производится аналогично проектированию гидравлических цилиндров. Обычно сосуды изготавливаются из стального проката и имеют точное отверстие для установки плавающего поршня. Ход поршня ограничивается стопором или упором, так что сжатие упругой среды (обычно азота) ограничено. Перемещение поршня определяет производительность, которая может быть получена от аккумулятора. Величина перемещения поршня
311
связана определенным соотношением с общим объемом сосуда, определяемым из закона Ьойля—Мариотта. Для полного понимания работы аккумуляторов этого типа необходимо учитывать, что любое изменение объема аккумулятора, как например отбор или пополнение жидкостью, связано с изменением давления. Полная величина колебания давления может быть определена вычислением относительных величин перемещения поршня и общего объема и обычно принимается равной 10—20%.
Таким образом, общий объем должен быть в 6—10 раз больше объема, вытесняемого поршнем. Например, если вытесняемый объем равен 645 ши3, то необходимый общий объем сосуда должен быть 3870 смя. Если в сосуд добавляется насосом 645 см3 масла и поршень перемещается в крайнее положение, то давление возрастет до в/8 своей первоначальной величины, т. е. увеличится на 20%. Это обстоятельство, а также то, что попшень в сосуде имеет потери порядка 15% (разность между давлениями наполнения и расхода), указывает на необходимость тщательного выбора давления и мощности насосов Из изложенного видно, что, например, если требуется минимальное значение давления в системе 70 кг/см1, то насос должен обеспечить 70 X 1,15 кг/см* в начале й 70 X 1,15 X 1,20 кг/см2 в конце цикла заполнения аккумулятора. Насос должен, следовательно, обеспечить 98 кг/см3, при этом в системе будет гарантировано минимальное давление 70 кг/см3. Аккумуляторы поршневого типа удобны для больших объемов и высоких давлений в сочетании с насосами переменной производительности и системой компенсации давления. Сосуды заполняются азотом из покупных баллонов и должны быть снабжены клапаном Kerotest или его заменителем с плавкой предохранительной пробкой, которая плавится в случае пожара и обеспечивает выход газа
Для меньших производительностей более целесообразны аккумуляторы с диафрагмой или пузырем. Аккумулятор диафрагменного типа представляет собой две полусферы, разделенные эластичной диафрагмой. Упругая среда, как например воздух или азот, находится в одной полусфере, а масло в другой. В этих аккумуляторах соотношение между производительностью и давлением такое же, как и в агрегатах поршневого типа и соответствует закону Бойля— Мариотта.
Аккумулятор с эластичным мешком показан на фиг. 10. 56. Эта конструкция применяется нескольких типоразмеров на производительность до 45 л и давление 210 кг/см?. Характеристики аккумуляторов «объем — давление», конечно, аналогичны характеристикам других типов
При применении аккумуляторов с эластичным мешком или пузырем следует проявлять осторожность, чтобы не выбрать агрегат недостаточного размера. Необходимо предусмотреть производительность масла, значительно большую по сравнению с расчетной потребностью, с тем, чтобы избыточное количество масла оставалось в агрегате после обеспечения нужд производственного- цикла. Колебания 312
давления должны быть выдержаны в разумных пределах, чтобы избежать усталостного разрушения эластичного мешка. Аккумулятор должен рассматриваться не как источник быстрого обеспечения энергией в больших количествах, а скорее как средство для выравнивания пиковых нагрузок. На выходе должен быть предусмотрен дозирующий клапан, компенсированный по давлению, обеспечивающий постоянство скорости масла, определяемой конструктором, независимо от колебаний давления или
нагрузки. ~ - - - .
Предположим, например, что агре- др,
гат предназначен обеспечить подачу объема AV при давлений р с колебанием давления, не превышающим 20%. Тогда йяНИМИвь
необходимо обеспечить изменение объе-
магаза 4ДК плюс объем масла ЗАК или
общий объем 7АК. Давление питания будет равно 4/7 от максимального или®/7 минимального рабочего давления.
Более высокие коэффициенты запаса
предлагает Н. R. Hemeon.
Для средних условий эксплуатации он предлагает принимать общий объем аккумулятора, равный 27ДК для акку- •
муляторов сэластичным мешком и 21ДК
для поршневых. и |млИг
Так как аккумуляторы с диафраг-
мой или эластичным мешком не имщот иГ
поршней, коэффициент трения поршня ивываз
во внимание не принимается. Тем не
менее к. п. д. не равен 100 % вследствие фйг !0 5G Гидравлический ак. необходимости затрачивать работу на кумулятср с эластичным мешком, растяжение и сжатиедиафрагм иэластич-
ных мешков. Аккумуляторы могут применяться совместно с насосами переменной подачи и системами компенсации давления или с насосами постоянной подачи с соответствующими разгрузочными клапанами. Эти разгрузочные клапаны, распространившиеся из авиационных конструкций, разработаны фирмой Vickers и др. и состоят, в принципе, из перепускных приводных клапанов с контролем по давлению. Клапаны позволяют насосу работать вхолостую при почти нулевом давлении, когда давление в аккумуляторе достигло установленной величины. Падение давления вследствие расхода жидкости из акку мулятора обеспечит включение насоса на пополнение аккумулятора.
Повышение гидравлического давления является старым и известным методом. Его применение и развитие началось задолго до применения аккумуляторных систем. При эксплуатации тяжелого гидравлического оборудования, как например ковочных прессов, гибочных прессов и др. совершенно очевидна необходимость в переходе на высокие давления, при которых достигается экономия в весе и габаритах.
313
Однако получение и аккумулирование этих давлений, по-видимому, практически нецелесообразно вследствие высокой стоимости установки, оборудования и т. д.; поэтому появилось компромиссное решение получать гидравлическую энергию при обычных давлениях, например от 210 до 350 кг!см2, и петом при помощи мультипликаторов повышать давление до более высокого значения (до 1050 кг/см1).
Постепенное вытеснение водяного привода, широко распространенного до развития масляного привода, вызвало временную потерю интереса к этим устройствам. Казалось, что они могут найти узкое применение в масляном приводе, в основном вследствие того, что мультипликаторы, известные в то время, были лишь одноразового действия, что ограничивало их производительность и требовало
Фиг. 10.57. Мультипликатор одноразового действи;,.
перезарядки после каждого рабочего цикла. Одиночный мультипли катор одноразового действия в основном состоит из двух поршней различных диаметров, цилиндры которых, штоки и другие узлы объединены в один агрегат, так что действие одного поршня противоположно действию другого.
Если гидравлическое давление определенной величины действует на больший поршень, то очевидно, что на меньший поршень будет действовать давление, равное давлению питания, умноженному на отношение площадей двух поршней и на к. п. д. устройства, величина которого равна 90--95%. Модернизированные варианты такого устройства, пример конструкции которого показан на фиг. 10. 57, выпускаются до настоящего времени. Это довольно простое устройство позволяет применять высокие давления, причем его производительность ограничивается ходом поршня высокого давления. После каждого рабочего цикла поршень возвращается в исходное положение и тем самым устройство перезаряжается.
Очевидные недостатки системы разового действия привели к разработке мультипликаторов непрерывного действия, примером которого является известный мультипликатор фирмы Racine. Разрез этого оригинального устройства показан на фиг. 10. 58. Мультипликатор в основном состоит из дифференциального поршня двойного действия. Поршень двигается под действием низкого давления, действующего на суммарную площадь поршня с одной стороны мультипликатора. Высокое давление развивается на противоположной стороне поршня малого диаметра, так что коэффициент увеличения давле-314
ния равен отношению квадратов среднего, большого и малого диаметров поршня.
Фиг. 10. 58. Разрез мультипликатора давления.
Подвод низкого или приводного давления регулируется управляемым четырехходовым золотником, который обеспечивает подачу
низкого давления к одной или другой стороне дифференциальной части поршня и оттуда через соответствующий обратный клапан к меньшей площади поршня, расположенной на той же стороне. Это обеспечивает вытеснение жидкости противоположным плунжером меньшего диаметра через обратный клапан высокого давления в нагнетательную линию высокого давления. В то же время дифференциальная часть поршня с нагнетательной стороны соединена со сливом при помощи того же управляемого четырехходового золотника.
Управление работой золотника осуществляется двумя треххо-
Фиг. 10. 59. Мультипликатор давления.
довыми пилотными золотниками, приводимыми в действие поршнем в конце каждого его хода и запираемыми гидравлически. При этом
315
действие одного пилотного золотника, приводимого поршнем, обеспечивает подвод давления не только для перемещения основного золотника, но и для перемещения другого пилотного золотника. Кроме того, противоположный конец основного золотника соединяется со сливом и снимается гидравлическая блокировка действующего пилотного золотника. Второй пилотный золотник остается блокированным до тех пор, пока не передвинется поршнем при его обратном ходе.
В комплекте с шиберным насосом переменной производительности мультипликатор фирмы Racine нашел широкое применение для подачи и поддержания гидравлического давления без установки дорогого насоса высокого давления. Мультипликаторы Racine применяются на производительности по ступени низкого давления до \3ол/мин и на ряд коэффициентов усиления давления ог 3:1 до 7:1. Максимальная величина высокого давления для стандартных агрегатов равна 350 кг/см?. Наружный вид агрегата показан на фиг. 10. 59
Литература
1. Gat wood Е. Н. Vented Drain Manifold Prevents Faulty Valve Action. Appl. Hydraulics 8 (N 4), 74, Aprl 1955.
2. H r d 1 i c k a E. J. Control Valve Design. Appl Hydraulics 8 (N 12), 60, December 1955.
3. John J. Pippenger. Hydraulic Control Valves IV: Directional Valves, Prod. Eng. 28 (N 5), 167, May 1957.
Глава 11
СИСТЕМЫ С ГИДРАВЛИЧЕСКИМ ПРИВОДОМ
11. 1. Гидравлические системы
В настоящей главе будет рассмотрена задача объединения элементов, составляющих гидросистему, в единый действующий механизм, в котором первичная энергия — обычно электроэнергия — используется путем серии преобразований для привода станков и грузоподъемных механизмов, регулирования простых и сложных движений и вообще для выполнения различных функций, имеющих место в производственных процессах.
Гидравлическая система может быть определена как система передачи энергии, в которой рабочей передающей средой служит несжимаемая жидкость. Основной целью гидравлической системы является передача энергии из одного места в другое. Энергетический уровень гидросистемы определяет возможность ее применения либо в качестве силовой, либо в качестве контрольно-регулирующей. Многие гидросистемы имеют также в качестве вторичной цели увеличение момента или силы. Простота, с которой эта цель может быть достигнута, в сочетании с простотой передачи значительных величин энергии по сложным путям, включающим в себя большое количество поворотов в малых габаритах, в значительной мере способствовала широкому распространению силового и регулирующего гидропривода в различных отраслях промышленности.
Гидравлическая система для передачи энергии обладает следующими преимуществами:
1) простотой передачи больших величин энергии;
2) практически не ограниченной возможностью увеличения сил;
3) гибкостью в использовании сил;
4) точным контролем величин скорости, силы и положения;
5) малыми габаритами и весом аппаратуры по отношению к величине передаваемой энергии;
6) принципиально присущим свойством защиты от перегрузки;
7) малой инерционностью;
8) определенностью величин сил и нагрузок;
9) простотой изменения последовательности операций, скоростей и нагрузок;- •
317
10) возможностью конструирования системы любой желаемой сложности при использовании стандартного оборудования.
Существуют два основных класса гидравлических систем — системы с прерывистым действием двигателей и системы с непрерывным действием двигателей.
Первый класс включает в себя гидравлические прессы, станки и другие устройства, использующие гидродвигатели поступательного движения.
Второй класс включает в себя объемные гидропередачи с элементами роторного типа.
Гидравлические системы с двигателями прерывистого действия поступательного типа могут быть классифицированы по четырем следующим признакам:
1. В соответствии с величиной давления в системе:
низкое давление от 0 до 14 кг/слт2;
среднее от 14 до 35 кг/c.w2;
средневысокое от 35 до 84 кг.'см2;
высокое от 84 до 210 кг/см2;
сверхвысокое свыше 210 кг/см*.
2. В соответствии с использованием механической энергии жидкости на системы постоянного давления (аккумуляторные) и переменного давления (насосные системы). Большинство современных гидравлических систем относятся к последней категории, хотя и существуют системы постоянного давления, которые в модернизированном виде составляют основу современного гидропривода.
3. В соответствии с типом насоса на гидросистемы с постоянной и регулируемой подачей. Насосная гидросистема с постоянной подачей требует гораздо меньших начальных затрат ввиду.значительно большей простоты насоса. Недостаток таких систем состоит в том, что регулирование числа оборотов гидрсмотора должно осуществляться с помощью дросселирования. Эго приводит к значительным потерям энергии и тепловыделению, в результате верхний предел по мощности таких систем ограничен небольшой величиной.
4. В соответствии с регулированием потока жидкости на системы с одним направлением потока (регулирование осуществляется с помощью распределителей) и системы с двумя направлениями потока жидкости (с реверсивным насосом). Первые системы составляют большинство в существующих промышленных установках, однако использование второго типа систем в отдельных случаях имеет зна чительные эксплуатационные преимущества.
Гидравлические системы с двигателями непрерывного действия (ротационными) обычно классифицируются как объемные гидропередачи. Такие передачи могут быть созданы объединением насосов с постоянной подачей и гидромоторов того же типа. Эти агрегаты требуют дроссельного регулирования числа оборотов мотора и реверсирующих клапанов для изменения направления вращения мотора. Ввиду значительных потерь энергии при дросселировании и тепловыделении в насосе при сниженных числах оборотов мотора по срав-31ь
пению с нормальными такие агрегаты пригодны только в случае небольших мощностей.
Сочетание насосов с регулируемой подачей и гидромоторов с постоянным рабочим объемом обеспечивает бесступенчатое регулирование числа оборотов гидромотора в широком диапазоне оборотов и позволяет иметь переменную мощность при постоянной величине выходного момента. Комбинация насоса с постоянной подачей с гидромотором переменного вытеснения создает агрегат постоянной мощности.
Насос с регулируемой подачей может быть объединен с гидромотором с регулируемым ходом поршней. В этом случае можно получить любое соотношение мощности и момента.
После того как принято решение применить гидропривод для работы в создаваемой машине, необходимо провести исследование для выявления вопроса о том, какой тип гидросистемы является наиболее подходящим для данных целей. В частности, это относится к вопросу о выборе величины рабочего давления, постоянного или переменного вытеснения насоса и гидромотора, аккумуляторного или чисто насосного типа.
Не следует устанавливать какие-либо определенные правила, регламентирующие выбор гидросистемы. Выбор производится в каждом конкретном случае, однако нижеприведенные общеинформационные данные могут оказаться полезными.
Применение давлений до 70 кгкмг можно рекомендовать в тех случаях, когда:
точность регулирования более важна, чем создание значительных усилий;
жесткость цилиндра й поршня является весьма важной;
энергия передается сравнительно на небольшие расстояния;
мощность гидросистемы сравнительно мала (до 25 л. с.);
ограничения по возможным затратам приводят к необходимости выбора более дешевых роторных насосов низкого давления, таких как шестеренные или шиберные насосы.
Применение рабочих давлений порядка 210 кг/слг2 и выше оправдано в тех случаях, когда:
существует необходимость в создании значительных усилий, в особенности при повышенных числах оборотов;
необходимо ограничить потери мощности, возникающие вследствие значительной протяженности передающих линий;
велика мощность системы;
выигрыш в затратах, связанный с уменьшением размеров гидро-цилиндров, трубопроводов, клапанов и машин существенно компенсирует повышенную стоимость насосов высокого давления.
Как было показано, насосы малого и среднего давления, за небольшими исключениями, выпускаются с нерегулируемой подачей. Большинство существующих насосов высокого давления является насосами с регулируемой подачей и реверсивными. Таким образом, выбор величины давления в системе в известной мере пред-
319
определяет вопрос выбора типа насоса — с переменной или постоянной подачей. Это утверждение не является абсолютно справедливым, так как применение переменности подачи часто весьма выгодно и в системах низкого давления, особенно таких, в которых требуется экономия энергии и высокое значение величины к. п. д. при частичных нагрузках, а также в тех случаях, когда насос должен сохранять требуемое давление при нулевой подаче. С другой стороны, может оказаться выгодным применение насоса с постоянной подачей в системах высокого давления в тех случаях, когда оборудование практически работает при максимально-возможных скоростях и когда не требуется поддерживать напор при нулевой подаче. Соображения экономики также следует учитывать, так как насосы с регулируемой подачей являются более дорогими. В тех случаях, когда величина возможных затрат является весьма важным фактором, необходимо принимать компромиссные решения.
Большая часть гидросистем работает с насосами с постоянной или регулируемой подачей при одном направлении потока жидкости. При этом изменение направления движения приводимого элемента достигается с помощью золотникового регулирования. Вместе с тем существует достаточно широкий ряд процессов, в которых применение принципа реверсирования насоса имеет значительные преимущества. Это относится в первую очередь к высокоскоростным машинам, таким как скоростные гидропрессы и тому подобные машины.
Насос с переменным направлением подачи обладает значительными преимуществами: возможность безударного реверса больших масс, контролируемое уменьшение давления в значительных объемах, плавное изменение ускорения и замедления.
Большая часть гидросистем приводится непосредственно насосами без применения гидроаккумуляторов. Создание гидроаккумуляторов с эластичными разделителями и поршневого типа привело к тому, что в настоящее время во многих гидросистемах используются элементы для накопления энергии. В тех случаях, когда существует потребность в мгновенной отдаче значительных количеств энергии, за которой следует продолжительный период простоя, применение гидроаккумуляторов позволяет резко уменьшить величину мощности системы и подачу насоса. Этот метод оказался весьма выгодным для штамповочных машин и машин для литья под давлением.
Другим весьма важным вопросом является выбор количества насосов в системе. Отдельные системы имеют один подвижный эле мент, который должен иметь гидропривод. В такой системе будет единственная комбинация насоса с гидродвигателем, причем гидродвигатель может быть как вращательного, так и возвратно-поступательного типа. Однако во многих системах количество приводимых элементов велико, что часто приводит к усложнению линии гидросистемы. В этом случае необходимо решить, предусматривать ли отдельный насос к каждому из приводимых элементов или приводить их все от одного единственного насоса. В основном можно признать 320
вполне допустимым, чтобы в системах низкого давления, состоящих из нескольких приводимых элементов, работающих последовательно или одновременно, привод всех элементов осуществлялся от одного насоса с использованием клапанов согласования. Здесь необходимо предусмотреть меры для разгрузки насоса и перепуска масла при давлении, близком к нулю в конце цикла. Если это выполняется автоматически последним из приводимых элементов, то необходимо предусмотреть, чтобы какой-либо другой из приводимых элементов начинал новый цикл. Системы высокого давления и в особенности те, в которых требуется поддерживать давление при нулевой подаче или фиксировать в определенном положении отдельные приводимые элементы, могут выполняться с применением нескольких насосов или аккумуляторов.
Такая практика обычна для систем гидравлических прессов, в которых пресс приводится с помощью одного насоса, а вспомогательные механизмы — такие, как столы подачи, — приводятся отдельным агрегатом. Другим вариантом может быть привод нескольких гидропрессов от центрального аккумулятора.
Вспомогательные, так называемые управляющие, гидросистемы выполняются как с питанием от отдельного насоса, так и с питанием из ответвления от основной сети. Давление в управляющей сети в последнем случае изменяется вместе с давлением основной сети, поэтому управление клапанами в этом случае является менее точным, чем в случае привода системы управления отдельным насосом.
В некоторых гидросистемах предусматриваются клапаны согласования и редукционные клапаны, которые поддерживают постоянство давления в системе управления. Клапаны согласования ограничивают величину минимального давления, в то время как редук ционкые клапаны ограничивают максимум давления.
Когда в конечном итоге, после рассмотрения всех действующих факторов, сделай выбор величины давления, типа и количества насо сов в системе, то следующим этапом является расчет движения приводимых машин для определения величин подачи, мощности и последовательности операций. Размеры соответствующих рабочих цилиндров могут, естественно, быть определены по величинам известных нагрузок, после того как выбрана величина рабочего давления.
При определении временного цикла работы системы во многих случаях окажется, что значительная экономия может быть достигнута применением дополнительных заливочных насосов низкого давления. Это объясняется тем, что отдельные части рабочего цикла требуют пониженного давления, как например части цикла в станках и гидропрессах для совершения быстрого обратного хода. Подачи насосов могут быть определены по величинам освобождаемых объемов при перемещении механизмов и скорости механизмов по времени цикла. При расчете времени цикла следует принимать вс внимание сжимаемость масла и другие факторы, растягивающие
21 Эрнст 1211 321
цикл, — такие, как время, необходимое для перемещения регулирующих элементов, замедление механизмов перед остановкой и т. п.
После определения подачи насоса можно рассчитать потребную приводную мощность, принимая во внимание зависимость величины потребной мощности от времени и учитывая величины максимальных моментов, как это показано в главе 7.
Далее следует- перейти к проектированию самой гидросистемы, с размещением различных элементов приводимой машины и их присоединением к регулирующим клапанам в соответствии с требованиями рабочего цикла, насосов и системы регулирования давления и их связи с основной системой. При этом определяются действитель ные размеры трубопроводов и клапанов исходя из соответствия условиям работы различных регулирующих устройств.
Для автоматических систем расположение и вид регулирующих органов зависит целиком и полностью от требований рабочего цикла. Для этих целей могут быть использованы механические устройства, такие хак кулачковые механизмы, механические затворы и рычаги, дающие возможность создания автоматического или полуавтоматического регулирования. С другой стороны, здесь возможно также и применение гидравлической или электрической системы управления. Выполнение последней требует создания соответствующей электрической схемы. В последнее время особую популярность приобретают схемы с кнопочным управлением, конечными переключателями и соленоидными распределителями. После того как электрическая схема разработана, следует предусмотреть электрическую и гидравлическую блокировку, предупреждающую столкновения отдельных элементов машины. Необходимо проверить возможность безаварийного перехода поршней гидроцилиндра через крайние рабочие точки и в случае необходимости ввести ограничительные устройства. Обьем масляных резервуаров должен быть достаточным для обеспечения одновременной работы всех гидроцилиндров. При этом уровень масла в баке не должен быть слишком низким. Следует предусмотреть краники для удаления воздуха из системы в ее верхних точках или автоматические устройства для выпуска воздуха В конструкции системы необходимо устранять места, в которых возможно скопление воздуха.
Проверка конструкции элементов системы должна быть произведена не только с точки зрения ее нормальной работы, но также и для выполнения необычных функций, таких как аварийный реверс, работа при действующих предохранительных устройствах. В завершение можно составить в масштабе полный план гидросистемы с целью осуществления компоновки различных устройств, клапанов, цилиндров и соединительных трубопроводов. После этого определяется размер и конструкция трубопроводов, фштингов и т. д. В предыдущих главах были даны подробные сведения по проектированию всех элементов гидравлической системы Эти данные должны быть использованы при проектировании гидравлической системы в последовательности, указанной выше.
322
It. 2. Схемы гидравлических систем
Развитие гидравлических систем шло аналогично развитию электросистем 1 по двум путям разработке отдельных элементов системы и разработке системы в целом. Правильное функционирование гидравлической или электрической системы зависит как от устройства всей системы, так и от деталей конструкции, примененных в системе агрегатов. Ниже будет проиллюстрировано развитие типовых гидравлических систем, начиная от самых простых и кончая более сложными.
Дополнительные данные о работе отдельных элементов системы могут быть получены из главы 10, в которой описана работа различных регулирующих устройств.
Символика JIC Объединенная промышленная конференция (Joint Industry Conference) приняла графическую символику, которая может быть использована для обозначения отдельных элементов гидравлической аппаратуры и для изображения гидравлических характеристик системы на графике. Стандартная графическая символика состоит из основных символов и комбинаций основных и вспомогательных. Основные символы используются для обозначения главных элементов системы. С помощью вспомогательных символов показывается вид операции регулирования вручную, электрически или гидравлически и т. п. На клапанах изменения направления стрелкой от ближайшего воздействующего устройства отмечается то направление подачи, которое имеет место при работе данного устройства.
На фиг. 11. 1, а—11. 1, б показаны все основные символы и часть комбинированных. На фиг. 11.2 показана элементарная гидравлическая система для осуществления привода гидроцилиндра двойного действия. Масло, подаваемое насосом, направляется распределителем в какую-либо из рабочих полостей цилиндра. В этот распределитель должен устанавливаться центральный байпас для предотвращения удара при прохождении нейтрального положения.Насос может быть выбран как с регулируемой, так и с постоянной подачей с соответствующей системой регулирования. Предохранительный клапан, предусмотренный в системе, устраняет возможность перегрузки насоса и системы. Конструкция предохранительного клапана может быть выбрана любой из показанных на фиг. 10. 1 —10. 6. Распределитель может управляться вручную; желательна установка золотника пружиной для обеспечения свободного перетока масла при нейтральном положении золотника. Другая возможность состоит в автоматическом управлении распределителем, аппаратура для которого будет описана в дальнейшем.
Если предположить, что ось цилиндра расположена вертикально, то возникает необходимость в поддержке поршня в подвешенном
'Hans Ernst. Modern Hydraulic Control System and Circuits, Prod. Eng., 121, April 1935.
21* ' 323
Трубопроводы
Рабочая линия —
Пилотная линия —
Дренажная линия —
Гибкий трубопровод
Соединение трубопроводов а
Направление потока
Несоединяющиеся линии —
Соединяющиеся линии
Бак для пасла 1 1
Сливная линия в бак выше и ниже уровня J
Сообщение линии с атмосферой
Перекрытие линии X
Пиния к измерительному прибору X
Линия для отбора мощности X
Дроссель на линии *-Ч
Диафрагма постоянного сечения -ь-
Насосы
Насос с постоянной подачей. 0
Насос с регулируемой подачей
Гидромоторы и гидроцилиндры
Гидромотор нерегулируемый ($)
Регулируемый гидромотор (смр)
Гидромотор колебательного типа
Плунжерный однодействую щий гидроцилиндр Поршневой гидроцилиндр однодеиствующий [1 ,г‘ 1
Гидроиилиндр двойного действия с одним штоком То же с двумя штоками р»... ppi.
Различные устройства
Электродвигатель
Теплообменник -(То}-
Усилитель
Аккумулятор <?
Фильтр
Сетчатый фисьспр -(сф)
Реле давления (^)
Нанометр
Пружина пгм
Вращающийся вал
Гоаница размещения элементов системы —
Фиг. 11. 1, а. Гидравлическая символика JJC.
состоянии при холостом ходе насоса. Эта задача может быть решена установкой обратного клапана, как показано на фиг. 11.3. Этот клапан, отрегулированный на давление, несколько превышающее величину, необходимую для восприятия веса подвижных частей, препятствует падению поршня под действием силы тяжести. Поршень благодаря обратному клапану поддерживается в заданном положении при перетоке масла через распределитель.
На схемах фиг. 11. 2 и 11. 3 площадь поршня в полости, в которую масло поступает при возвратном движении, меньше рабочей площади. Это приводит к тому, что при возвратном движении расход масла, 324
Клапаны
Клапан обратный —ф—
Регулируемый дроссель при ламинарном режиме Z*> "
Регулируемый дросселе пни турбулентном режиме -f-
Общее обозначение клапана Указатель направления потока в клапане
Прчмсры клапанов
Клапан с ручным управлением —txl—
Клапан максимального давления (предохранительный)
Клапан переливной с дистанционным управлением 4 \ |л!М
Клапан согласования
Редукционный клапан
Клапан регулирующий рас ход с компенсацией давления для ламинарного режима То же для турбулентного режима уч-Щ
Распределитель 2-х позиционный с 2 подсоединениями (^| f|
Распределитель 2-х позиционный с 3 подсоедине ниям.и \f
Распределитель 2-х позиционный с Р поасоедине-ниями [_ |1XJ
Распределитель с открытым центром. 3 позиции 4 подсоединения Lil -1X1 lLj
Распределитель с закрытым центром 3 позиции Р подсоединения ILillM 1 ib
Методы управления
Общее обозначение управления
Центробежный регулятор ЦТ
Регулятор Р
Регулятор давления РД
Регулятор температуры РТ
Управление гидроци-Линдром ГЦ
Управление с защелкой Защ.
Ручное управление Руч И.
Механическое управление ’’мех |
управление от электродвигателя ?Д
Управление гидромото-ром Тм" —
Пилотное гидравлическое управление т '
Пилотное пневматическое управление ППУ
Сердзуправление ~_СУ__
Управление соленоидом Сол
Управление соленоидом с гидроусилителем Сол ГУ
Терморегулятор ~ ГР
Управление дифференциальным гидроусилителем ДГУ, -
Фиг. 11. 1, б. Гидравлическая символика J1C.
вытесняемый из рабочей полости цилиндра, больше подачи насоса и пропорционален отношению площадей поршня, поэтому распределитель и трубопроводы должны быть достаточных размеров для сброса дополнительного расхода масла. В случаях значительной разницы площадей это условие может привести к необходимости применения слишком больших и дорогих распределителей; ц этом 325
Примеры соединений
Сдвоенный насосный агрегат с приводом от электродвигателя
Один насос с постоянной подачей, доугои
-с регулированием по давлению
Одиночный насос с пои дедом от электро двигателя
Регулирование подачи насоса вручную и с Ьонощьм! гидроцилиндра
Клапан для регулирования расхода с ограничением максимального давления
Система клапанов для подпитки
Четырехходовой золотник, 3-х позиционный с установкой в среднее положение пружинами и ручным управлением
Четыоеххпдовой золотник, 2-х позиционный с управлением соленоидом через гидроусилитель
Золотник пружиной отжимается от среднего положения
I -ЧЙХЖ!
Фиг. 11. 1, в Гидравлическая символика ЛС.
случае более выгодным может оказаться применение разгрузочного клапана в рабочей полости цилиндра, как это показано на фиг. 11.4. При таком устройстве возможно осуществление больших скоростей возврата поршня.
Во многих случаях желательно быстрое перемещение поршня на большом участке пути, гак как часто только небольшая часть 326
рабочего хода поршня осуществляется при повышенном давлении. При этом возможно несколько решений. Обычно для этой цели берут систему с двумя насосами, в которой для быстрого перемещения
Фиг. 11.2. Элементарная гидравлическая система: 1 — гидроцилиндр; 2 — четырехходовой золотник управления; 3 — переливной клапан; 4 — насос.
Фиг. 11.3. Гидравлическая система с клапаном противодавления:
1 — клапан противодавления.
используется насос малого давления на повышенную подачу, объединенный с насосом высокого давления с небольшой подачей. При этом насос с повышенной подачей снабжается разгрузочным клапаном,
Фиг. 11.4. Гидравлическая си-стема с разгрузочным клапаном:
Фиг. 11.5. Гидравлическая система, работающая при высоком и пониженном давлении.
/ — разгрузочный клапан.
выключающим его из работы при достижении давления выше установленной величины. В системе должен быть предусмотрен обратный клапан, перекрывающий поток масла от насоса высокого давления
327
к насосу низкого и тем самым обеспечивающий нарастание давления в системе. Это устройство показано на фиг. 11.5. Есе другие клапаны, встречавшиеся в ранее рассмотренных гидравлических системах, применены и здесь. В данной схеме мы имеем вертикальный поршень, приводимый насосом высокого и низкого давления, осуществляющий быстрое перемещение на основной части рабочего хода, медленное на остальной части рабочего хода, по достижении определенной величины давления, и быстрый возврат. Случайное падение поршня предотвращено обратным клапаном. Пропуск дополнительного расхода масла из рабочей полости гидроцилиндра при возврате осуществляется через разгрузочный клапан. Этот поршень останавливается, если его основной распределитель установлен в нейтральное положение.
Размер распределителя устанавливается по суммарной величине подачи обоих насосов. Размер разгрузочного клапана, расположенного в рабочей полости насоса, выбирается исходя из следующих соображений. Если предположить, что при возврате поршня работает только насос высокого давления и величина давления в системе при этом достаточна для разгрузки насоса низкого давления, тогда количество жидкости, вытесняемое из рабочей полости гидроцилиндра, равно подаче насоса высокого давления, умноженной на отношение площадей поршня. Если величина расхода вытесняемой из гидронилиндра жидкости меньше или равна суммарной подаче обоих насосов, то специальный разгрузочный клапан, не требуется. Если эта величина больше суммарной подачи насосов, тс в системе должен быть установлен разгрузочный клапан, размер которого определяется разницей между вытесняемым расходом масла и суммарной подачей двух насосов. Таким образом, наиболее оптимальное решение достигается выбором отношения площадей поршня, равным отношению суммарной подачи двух насосов к подаче насоса высокого давления. Если желательно, чтобы оба насоса участвовали в возвратном движении поршня, то в системе необходимо предусмотреть разгрузочный клапан. Этот клапан должен пропускать расход, равный произведению суммарной подачи обоих насосов на отношение площадей поршня минус единица.
Агрегаты фирмы Vickers, состоящие из двух насосов: высокого и низкого давления, могут поставляться в одном корпусе (см. фиг. 7. 21) со встроенными обратным, разгрузочным и предохранительным клапанами. В особом случае такой комбинированный агрегат, состоящий из двух насосов, может быть поставлен на весьма близкое давление. При этом подача одного из насосов весьма мала, так что задержка в конце рабочего хода поршня осуществляется работой насоса с малой подачей, в то время как насос с повышенной подачей разгружен. Таким образом, потери мощности и нагрев системы ограничены здесь только подачей малого насоса. Ничто не препятствует использованию насоса регулируемого типа, так что при разгруженном большом насосе в системе может поддерживаться регулируемое давление.
328
Иногда желательно быстрое перемещение поршня на части хода, причем начало участка с последующим замедленным движением должно определяться положением поршня, а не величиной давления. В этом случае разгрузочный клапан (см. фиг. 11. 5), приводимый в действие давлением, заменяется на трехходовой распределитель с кулачковым включением, которое может осуществляться поршнем в любой точке его хода.
При необходимости достижения высоких скоростей перемещения как клапаны, так и вспомогательные насосы становятся неприемлемыми из-за малых скоростей реакции на сигналы управления. В этом случае необходимо применять другие устройства.
С этой целью используется так называемая «предварительно залитая», или «уравнивающая» система. Вместо того чтобы подавать масло в цилиндр вспомогательным насосом па участке рабочего хода с быстрым перемещением, поршень передвигается либо силой тяжести, либо вспомогательным гидроцилиндром. В это время основной гидроцилиндр заполняется через специальный клапан из заливочного или «уравнительного» резервуара. Гидравлическая система с таким устройством показана на фиг. 11. 6. Для перемещения основного поршня и стола к обрабатываемой детали используются бустерные гидравлические цилиндры. Направление подачи насоса либо в переднюю, либо в тыльную полость цилиндра регулируется четырехходовым распределителем. Перемещение подвижных элементов системы под действием силы тяжести предотвращается противовесом или клапаном прол подавления. В то впемя, когда стол перемещается под действием бустерных гидроцилиндроз, происходит наполнение основного цилиндра маслом из уравнительного резервуара через большой уравнивающий клапан. Если стол встречает сопротивление, превышающее усилие от бустерных гидроцилиндров, то давление, передаваемое по вспомогательной
329
линии, воздействует на клапан согласования и масло под давлением направляется в основной цилиндр Перестановкой распределителя давление подводится в полость возврата бустерного гидрсцилиндра. Одновременно давление по вспомогательной линии передается на поршень уравнивающего клапана, открывая последний. Таким образом, стол может возвращаться в исходное положение при повышенной
скорости, выжимая масло из основного цилиндра в резервуар. Гидравлическая система на фиг. 11.6 показывает поршень гидроцилиндра с направлением действия вниз. Простой перестановкой
Фнг. 11.7. Гидравлическая система с быстрым ходом поршня под действием силы тяжести.
оборудования система может быть переведена на работу вверх. В том случае, когда вес подвижных деталей, связанных с поршнем, достаточно велик, для того чтобы преодолеть сопротивление трения, может быть разработана схема, в которой бустерные гидроцилиндры устранены и быстрое перемещение осуществляется за счет силы тяжести. Эта схема особенно хорошо подходит для неболь
ших скоростных прессов, в которых столы обычно имеют достаточный вес для осу
ществления перемещения под действием силы тяжести, как это показано на фиг. 11.7. Естественно, в этой схеме клапан противодавления должен быть устранен. Это означает, что при положении распределителя в средней или нейтральной позиции подвижные детали не могут быть зафиксированы в верхнем положении; поэтому в данном
случае предпочтительнее применять распределитель с пружинным отжимом от среднего положения, а не пружинно-центрирусмый распределитель. Необходимо также предусмотреть отдельные меры для фиксирования подвижных элементов в верхнем положении. С этой целью в схеме применен двухходовой замедлительный клапан с кулачковым управлением. Этот клапан вводится в действие столом пресса в определенной, регулируемой по ходу точке при возврате поршня и направляет подачу от насоса в резервуар.Обратный клапан, показанный на фиг. 11. 7, обеспечивает фиксацию подвижных деталей. Эта схема обладает тем недостатком, что соединение насоса с резервуаром будет производиться при относительно повышенном давлении, так как величина давления, при которой стол остановится, должна уравновесить вес подвижных деталей. Кроме того, остановка поршня в промежуточных положениях между крайними не может быть осуществлена другим путем, кроме как движением рычага управления и задержки его приблизительно в положении нейтрали.
330
Оба эти недостатка могут быть устранены применением золотника с центральным байпасом по типу, изображенному на фиг. 10. 26, вместо клапана, указанного на схеме. Тогда устраняется также клапан с кулачковым приводом. Вместе с тем к решению этой задачи нужно подходить с осторожностью, так как применение золотника указанного типа при особо высоких скоростях перемещения (свыше 15 ммин) не рекомендуется из-за значительных ускорений, которые могут привести к возникновению гидравлического удара. Эти явления и их связь с конструированием гидравлической системы будут рассмотрены в дальнейшем. Инерционные факторы проявляются в том случае, когда предпринимается попытка быстрой остановки или реверса поршней, движущихся при повышенных скоростях. Влияние этих факторов можно свести до минимума путем правильного выбора конструкции клапанов и их разумном использовании для данного цикла операций. Напримеп, если проанализировать работу гидравлических систем на фиг. 11.2— 11.7, то, будет найдено, что внезапная остановка подвижных деталей с помощью клапана управления не может иметь места.
Предположим, например, что поршень на фиг. 11. 5 опускается с большой скоростью и в этот момент рычаг управления перебрасывается в положение нейтрали. Масло через открытый клапан противодавления поступает на слив. Перемещение золотника управления в нейтральное положение не меняет режима. При этом вводится лишь небольшое дополнительное сопротивление в поток жидкости, поступающей на слив. В тс же время при перемещении золотника управления в нейтральное положение поток масла, который первоначально направлялся от клапана управления в рабочую полость цилиндра, теперь направляется на слив. Поршень, на который больше не действует давление масла, медленно останавливается вслед за постепенным закрытием клапана противодавления по мере уменьшения ускорения. Точно так же, из схемы на фиг. 11. 7, можно видеть, что поршень останавливается в конце хода возврата не в результате внезапного прекращения подачи жидкости, а просто сливом этой жидкости в резеовуар.
Если, однако, золотник управления быстро перебрасывается из положения «быстрый ход вперед» в положение «быстрый ход назад», движущийся поршень не успеет замедлить ход и масло под давлением будет подведено в полость для возврата поршня в тот момент, когда поршень еще двигается вперед. В этом случае нельзя избежать гидравлического удара при повышенных скоростях движения поршня. Гидравлических ударов можно избежать соответствующей подготовкой оператора. Однако в тех случаях, когда возможно неквалифицированное обслуживание, а также в системах, снабженных распределителями с пружинным отжимом от центра и соленоидным управлением, применение такой системы клапанного управления с непосредственным воздействием должно быть ограничено скоростями движения 25—30 м/мин. Применение золотников с перекрытыми окнами еще более опасно, так как даже не слишком быстрое 33!
перемещение золотника в нейтральное положение приводит к внезапному перекрытию потока от перемещающегося поршня; поэтому не рекомендуется применение таких золотников в системах, где скорость перемещения поршня превышает 15 м!мин. Влияние всех этих явлений может быть в значительной мере уменьшено путем предварительного перепуска или осуществлением дросселирующих канавок или V-образных прорезей в управляющих золотниках. Однако следует помнить, что в тех случаях, когда золотники имеют механическое или соленоидное управление, перемещение может быть настолько быстрым, что эти меры оказываются неэффективными.
Абсолютно плавный реверс, контролируемое замедление и ускорение даже при самых высоких скоростях перемещения (от 45 до 60 м/мин и выше) достигаются использованием золотников с V-образ-ными прорезями или канавками предварительного впуска. Такие золотники управляются пилотными золотниками с регулированием скорости управления переменным дроссельным сопротивлением. Для этих целей желательно использование отдельного источника управляющего давления для того, чтобы величина давления была постоянна и допускалось повторное включение. Этот метод управления рекомендуется для использования в станках с повышенной точностью обработки (для окончательной обработки) при повышенных скоростях, при необходимости абсолютно плавной работы, без рывков или вибрации. Инерционные явления возникают также в тех случаях, когда быстро перемещающиеся поршни ударяются о фиксаторы или встречают обрабатываемую деталь при повышенной скорости.
Конструктор должен предусмотреть меры для демпфирования удара или обеспечить замедление непосредственно перед контактом с обрабатываемой деталью. В том случае, если применяются механические ограничители хода поршня, следует применять демпфирующие цилиндры (см. раздел 8. 3). Такие цилиндры следует использовать во всех случаях, если скорость движения поршня превышает 15 м/мин. Поршни, работающие в части цикла, соответствующей быстрому перемещению, необходимо замедлить перед контактом с обрабатываемой деталью. Выше был описан метод обеспечения этого условия в системе с двумя насосами с помощью байпасного клапана с кулачковым управлением на насосе с большей подачей. Тот же эффект может быть достигнут введением перекрывающего клапана с золотниковым управлением в систему на фиг. 11.7. Это показано на схеме фиг. 11.8, где в положении «быстрого перемещения» поршень быстро опускается, и при этом масло выжимается по возвратной линии через открытый двухходовой распределитель и через задросселированный байпас. После того как кулачок входит в контакт с роликом двухходового распределителя, все масло должно проходить через дроссель, что уменьшает скорость движения поршня до любой желаемой величины. Точно так же система, выполненная по схеме на фиг. 11. 6, может быть изменена использованием кулачкового переключения от бустер-332
ных к основному цилиндру, вместо переключения при заданном давлении.
3 системе па фиг. 11.8 показаны дополнительные клапанные устройства, назначение которых обеспечить уменьшение давления масла в цилиндре. В разделе 2. 1 была рассмотрена сжимаемость масла и установлена средняя величина коэффициента объемной деформации. Эта характеристика является весьма важной как для процесса уменьшения давления в цилиндре, так и для нарастания давления.
В том случае, если применяются распределители с непосредственным ручным управлением золотником, характеристики реверса
Фиг. 11.8. Гидравлическая система с быстрым ходом поршня, имеющая устройства для замедления и разгрузки.
машины находятся целиком и полностью в руках оператора. При правильно спроектированных золотниках, имеющих дроссельные канавки в нейтральном положении, оператор, имеющий некоторый опыт работы, может обеспечить очень плавный реверс. Если золотник неосторожно быстро перебрасывается из положения «быстрый ход вперед» в положение «быстрый ход назад», то могут возникнуть ударные явления по следующим причинам: во-первых, за счет быст рого падения давления в цилиндре; во-вторых, из-за внезапной остановки потока масла, нагнетаемого насосом, если расход направляется в полость цилиндра остановившегося поршня или, еще хуже, двигающегося навстречу маслу.
3 небольших гидроцилиндрах и при пониженных давлениях это явление неопасно. При повышенных давлениях и при значительных объемах может возникнуть авария. На фиг. 11. 8 показаны устройства для устранения этого недостатка. Устройства применяются только в случае непосредственного ручного, соленоидного или механического управления. Устройства состоят из регулируемых дросселей и разгрузочных клапанов. Если, по завершении рабочего хода, при верхней части цилиндра, находящейся под давлением, золотник управления перебрасывается в положение реверса, то единственным
333
путем выхода жидкости под давлением из полости цилиндра является проход регулируемого дроссельного сопротивления. Величина сопротивления не зависит, очевидно, от того, как быстро был перекинут золотник управления или как широко он ни был открыт. Во время этого периода подача насоса сбрасывается чеоез разгрузочный клапан, который поддерживается в открытом положении давлением в цилиндре. После того как процесс понижения давления закончился и давление достигло безопасной величины, определяемой установкой разгрузочного клапана, последний закрывается. Насос начинает создавать давление в противоположной полости для возвратного движения поршня. Обратный клапан открывается, и поршень возвращается. Естественно, возникает вопрос, в каких случаях оказывается необходимым применение этой несколько сложной схемы разгрузочных и байпасных клапанов. На этот вопрос нельзя ответить однозначно, но общим правилом является необходимость применения клапанов для понижения давления в цилиндрах диаметром более 250 мм при давлениях, превышающих 70 кг!см2. Это условие дополняется случаем, когда используются насосы с повышенной подачей.
При использовании распределителей с пилотным управлением, имеющих соответствующее регулирование, обычно не требуется применять отдельные клапаны для понижения давления. Естественно, что приведенные выше правила являются весьма общими; опытный конструктор не обязательно должен следовать им при разработке системы на заданные условия. В табл. 11. 1 даны общие сведения по ограничениям и предпочтительным методам использования этих устройств.
Гидравлические системы, показанные на фиг. 11. 2—11- 6, имеют пружинно-центрируемые распределители. Когда оператор отпускает ручку управления, поршень останавливается. Для того чтобы вернуться в заданное положение, оператор должен держать ручку управления в положении возврата и освободить ее тогда, когда поршень займет нужное положение. Во многих случаях является желательной автоматическая остановка поршня в заданном положении при ходе возврата. Это достигнуто на схеме фиг. 11. 7 применением байпасного клапана с кулачковым управлением в соче тапии с пружинно-отжатым управляющим золотником. С той же целью гидравлические системы на фиг. 11. 2 —11. 6 могут быть изменены использованием пружинно-отжатых золотников и кулачка или регулирующего штока, переводящих золотник управления в нейтральное положение. Эта схема оказывается удовлетворительной в случае горизонтального поршня или при предусмотренных пятовом или уравновешивающем клапане. Однако для схемы на фиг. 11. 7 нужен более осторожный подход. Попытка обойтись без отдельного двухходового распределителя с приводом золотника управления от кулачков или штоков может привести к сильным колебаниям в крайней точке хода при возврате поршня. Это происходит из-за инерционного действия движущегося поршня, который перемещает 334
Таблица 11.1
Использование различных типов управляющих клапанов
Тип управляющего клапана Скорость гидропоршня В MjMUH
15 22,5 30 37,5 45 50
С байпасом на насосе при перекрытом цилиндре (фиг 10. 26) с ручным или соленоидным управлением . . . У с н Н н н
С центральным байпасом и ручным или соленоидным управлением . . У У с . н н н
С центральным байпасом, пилотным управлением, имеющим ручной, автоматический или соленоидный привод У У У У У У
С отдельным клапаном для понижения давления ПР ПР ПР ПР ПР ПР
Примечания:
У — удовлетворительная работа;
С — возможность применения сомнительна;
Н — не может быть рекомендован;
ITP — следует использовать в системах с гидроцилиндрами диаметром более 250 мм при давлениях свыше 70 кгс!смг или на меньших гидроцилиндрах в тех случаях, когда необходима абсолютная плавность реверса.
К распределителю
Фип. 11.9. Байпас с обратным клапаном.
золотник за положение остановки, вызывая реверс, за которым следует обратное перемещение и т. д.
Простым, но не поддающимся регулировке средством для остановки поршня в конце хода при возврате поршня является установка байпаса с обратным клапаном, показанная на фиг. 11. 9. В конце хода при возврате поршень открывает байпас, который пропускает жидкость в рабочую полость гидроцилиндра. Из этой полости масло через золотник управления поступает па слив. При реверсе золотника обратный клапан препятствует утечке масла, направляемого в рабочую полость гидроцилиндра.
11. 3. Гидравлическая система с противодавлением
При перемещении поршня под действием давления масло в рабочей полости гидроцилиид-ра сжимается, аккумулируя энергию. Пока
величина сопротивления перемещению поршня остается постоянной, скорость движения поршня также остается постоянной, соответствующей подаче насоса или открытию клапана. В случае внезапного падения сопротивления, как например при выходе сверла в сверлильном станке, или в том случае, когда готовая штамповка проходит через штамп ь конце операции вытяжки гидравлического пресса, сжатое масло внезапно расширяется, толкая поршень; при
335
этом инструмент или обрабатываемая деталь могут быть повреждены. Аналогично, в некоторых операциях, например вертикальное фрезерование на фрезерных станках, инструмент стремится тянуть стол и вместе с ним поршень гидроцилиндра, что нарушает возможность регулирования величины подачи стола, так как в этом случае величина подачи становится функцией скорости резания. Для операций этого типа разработаны различные типы гидросистем с противодавлением. Сущность метода фиксации стола в системах такого типа заключается в «запирании» поршня между двумя колоннами масла, откуда и возник термин «замкнутая система». Однако только гидравлическая
Фиг. 11. 10. Зависимость ве личин давления при прямом и обратном ходе 01 нагрузки: / — давление при прямом ходе; 2 — предел давления при прямом ходе; 3 — давление при обратном ходе; = (рп ___________
~ Робр) /Д tg й = ;
“ 1ЛЗХ~ F ' Р()бр’г ® ~ ТГо •
Фиг. 11. П- График величин давления при прямом и обратном ходе в системе с клапаном противодавления, включающимся давлением при прямом ходе:
/ — давление при прямом ходе; 2 — предел давления прямого хода; 3 — давление при обратном ходе.
система, разработанная и применяемая фирмой Cir.cinati Mileing Machine, является замкнутой системой в точном значении этого слова. Клапан противодавления, показанный на фиг. 11.3 —11. 6, выполняет в известных пределах роль замка и может быть использован с этой целью. На фиг. 11. 10 приводится график, на котором отложены величины давлений прямого и обратного хода в зависимости от нагрузки1. (Для простоты рассуждений в данной и последующих диаграммах площади поршня для прямого и обратного хода приняты равными.)
Пружинный клапан противодавления такого типа, как показан на фиг. 10. 7, обеспечивает постоянную величину противодавления на всем рабочем диапазоне. Этот клапан является некоторой защитой против внезапных ускорений поршня в зависимости от величины противодавления, а также позволяет осуществить небольшую отрицательную рабочую нагрузку.
На фиг. 11.11 показано действие уравновешенного клапана противодавления, приводимого рабочим давлением. Такой клапан обеспечивает минимальную величину давления во время всего рабочего хода и обеспечивает практически неограниченную величину
1 Dall Л. D. Machine Hydraulics. Machine Design, April 1946.
336
отрицательной рабочей нагрузки. В случае внезапного падения рабочего сопротивления нарастание противодавления предупреждает возникновение значительных ускорений и бросков поршня.
Гидросистема с ре!улируемым противодавлением. В гидравлических системах с противодавлением, описанных выше, сохраняется давление в полости гидроцилиндра, стремящееся возвратить поршень в исходное положение при рабочем ходе. В этих системах ликвидируются броски поршня в направлении рабочего хода и имеется возможность воспринять отрицательную рабочую нагрузку. Однако в этих системах отсутствуют измерительные устройства или клапаны, контролирующие величину скорости поршня. Скорость поршня опре-
Фиг. И. 13. Система с внеш ним регулированием:
1 — давление при прямом ходе; 2 — предел давления при прямом ходе; 3 — давление при обратном ходе; 4 — максимальное давление системы.
Фиг. 11. 12. Управляемая гидросистема с постоянным противодавлением:
/ — давление при прямом ходе;
2 — предел давления при прямом ходе; 3 — давление при обратном ходе.
деляется полностью величиной подачи масла в рабочую полость гидроцилиндра.
Ниже будут рассмотрены системы, в которых объединены характеристики при контролируемой скорости с характеристиками, обычными для систем с обратным давлением.
На фиг. 11. 12 дана характеристика системы с постоянной величиной противодавления, аналогичная характеристике па фиг. 11. 10. В этой системе предусмотрен регулируемый сброс масла через дроссель из полости противодавления. Клапан, обеспечивающий указанную характеристику, изображен на фиг. 10. 18. Такое устройство позволяет воспринимать средние отрицательные нагрузки. Давление насоса или давление в полости для создания рабочего хода изменяется вместе с рабочей нагрузкой. Характеристика системы, в которой обеспечивается постоянная величина давления в рабочей полости и которая может воспринимать очень большие отрицательные нагрузки, показана на фиг. 11. 13. В этой системе используется принцип регулирования расхода жидкости с управлением по выходу (фиг. 10 16). Система такого типа применена в управляющей панели Vickers и хорошо подходит для сверлильных прессов, фрезерных станков и других систем.
к. п. д. такой системы низкий, особенно при использовании насосов с постоянной подачей. Часть подачи насоса, не используемая
22 Эрнст 1211 337
в рабочем процессе, сбрасывается на слив при полном рабочем давлении, и из полости противодавления масло сбрасывается через дроссельное сопротивление.
Максимальное допустимое давление в системе, возникающее при максимальной отрицательной нагрузке, в значительной мере ограничивает величину давления в рабочей полости гидроцилиндра и тем самым возможности машины. Этот недостаток был в основном ликвидирован во фрезерном станке фирмы Cincinnati путем исполь-
Фиг. И. 14. Система с внешним регулированием и дифференциальным переливным клапаном.
зования дифференциального переливного клапана в «замкнутой» гидросистеме. Эго оригинальное устройство размещается в системе между линиями с рабочим давлением и противодавлением и приводится в действие при определенном соотношении между величинами давления. На фиг. 11. 14 показана схема системы, имеющая внешнее дроссельное регулирование с дифференциальным переливным клапаном. Давление рабочей полости передается на плунжер клапана, как в обычном переливном клапане, и при открытии его масло направляется на слив. Усилие пружины уравновешивается не только давлением из рабочей полости, действующим на плунжер клапана, но и противодавлением, действующим на вспомогательную площадь. Связь между давлением в рабочей полости и противодавлением зависит, естественно, от отношения соответствующих площадей в переливном клапане.
338
Величины рабочих нагрузок могут быть получены из следующего: Fpnp =*= G Fp„6p, (11.1)
где F — площадь поршня в см2;
Рпр — давление в рабочей полости в кг/см2;
Робо — противодавление в кгскм2.
Точно так же
Ькр + 'ifPoC.p ’ - fpmax’ (11.2)
где f — площадь переднего конца переливного клапана в см2;
п — отношение площадей на переливном клапане;
Ртах — максимальное возможное давление в системе в кгкм2.
Из уравнений (11. 1) и (11.2) имеем
р Рпр Робр Рmax ^Робр Рпр Ртах Н” 0 Робр ( ' 1 •
И
4 - А.Р - Робр - Рпр- . (11.4)
Таким образом, для любого заданного значения п могут быть получены предельные величины нагрузки в функции от давления в рабочей полости, противодавления и максимального давления. Максимальные значения положительных и отрицательных нагрузок имеют место при нулевом противодавлении и нулевом давлении в рабочей полости, отсюда
—max
(11.5)
(11.6)
При п = 1, (4)+ становится равным (4) и Равиь1м Ртах- что отражено на. фиг. 11. 15.
Из рассмотрения диаграммы на фиг. 11. 15 видно, насколько допустимо увеличить возможности машины с гидроприводом путем использования этого оригинального устройства. В обычной системе с внешним дроссельным регулированием максимальная величина нагрузки соответствует половине максимального давления системы. В противоположность этому введение дифференциального переливного клапана дает возможность работы при давлении в рабочей полости и противодавлении, равных максимальному давлению. Давление холостого хода равно малой доле от величины рабочего давления; таким образом, к. п. д. агрегата резко увеличивается.
Использование регулирующих клапанов и клапаноь противодавления в гидросистеме. Пружинные клапаны противодавления или уравновешивающие клапаны обычно используются для уравно-
22* 339
Фиг. 11. 15. Зависимость давления от нагрузки для системы на фиг. 11. 14:
tg (р — 2F; 1 — редукционный клапан выключается.
Вёшивания веса подвижных Деталей вертикальных машин и устанавливаются на линии полости с противодавлением, как показано на фиг. 11. 3—11. 6. Для пропуска масла в обратном направлении должны предусматриваться обратные клапаны либо встроенного типа (см. фиг. 10. 7), либо отдельные. Другие типы клапанов противодавления, описанные выше, могут быть установлены аналогичным путем и снабжены обратными клапанами для пропуска масла при обратном движении поршня в том случае, если требуется осуществить систему с противодавлением, имеющую одно направление действия. Эти клапаны могут быть зашуптированы двухходовыми золотниками с кулачковым приводом в том случае, если на отдельных участках хода необходимо быстрое перемещение поршня (см. фиг. 11. 8).
На фиг. 11. 14 показана система с противодавлением, имеющая дьа направления рабочего хода. Из схемы видно, что выход четырехходового золотника для изменения направления движения поршня сообщен с клапаном внешнего регулирования через двухходовой селекторный золотник, допускающий либо рабочий ход (замкнутая система), либо быстрое перемещение. В связи с этим следует отметить, что для схемы на фиг. 11.4, в которой сброс из четырехходового управляющего золотника находится под давлением системы, следует использовать
конструкцию, показанную на фиг. 10. 32, для того чтобы уплотнение штока не находилось под давлением системы. На фиг. 11.4 показан также байпасный клапан для пуска и остановки, который часто используется в станочных гидросистемах (в особенности в автоматических системах) взамен четыреххедового проточного золотника.
Системы с дроссельным регулированием на входе и стравливающими клапанами. В тех случаях, когда не требуется система с противодавлением, но необходимо обеспечить регулируемую постоянную скорость перемещения, независимую от сопротивления, часто используются клапаны для дроссельного регулирования на входе или стравливающие клапаны. Такая система показана на фиг. И. 16 в применении к роторному гидромотору. В системе использованы агрегаты фирмы Vickers, включая и систему регулирования подачи (фиг. 10. 21, б) со встроенным предохранительным клапаном. На этой схеме: 1 — агрегат пуска, остановки и реверса четырехходового золотника Vickers с механическим, электрическим или гидравлическим приводом. Заменяет муфту сцепления, тормоза 340
и шестерни обратного хода в механических приводах. Часто взаимосвязан с другими регулирующими клапанами в более сложной гидравлической сети. Должен быть выполнен по типу «с открытым центром», причем в промежуточном положении «стон» трубопроводы подсоединения цилиндра должны быть либо перекрыты, либо от крыты в зависимости от тою можно ли допустить свободное вращение гидромотора. Часто рекомендуется применение золотников тандемного типа; 2 — регулятор скорости вращения или подачи с пере-
Фиг. 11. 16. Гидравлическая система с роторным гидромотсром и клапаном с внутренним регулированием.
грузочным переливным клапаном. Имеет устройство для регулирования количества масла, подаваемого к гидромотору.
Предусмотрена автоматическая компенсация подачи ври изменении давления. В клапане предусмотрено встроенное регулируемое предохранительное устройство, которое позволяет ограничить величину давления и с ним — максимальную величину момента гидромотора; 3—насос шиберного типа с гидравлической разгрузкой системы Vickers с постоянной подачей. Обеспечивает подачу масла при любом давлении до 70/сг/сти2. Широкий диапазон выпускаемых размеров дает возможность выбора нужных величин мощности и скорости вращения гидрсмотора (па фигуре показан электронасосный агрегат); 4 — масляный резервуар, выполненный заодно со станиной машины или отдельно от нее; 5 — дренаж; 6 — роторный гидромотор шестеренного типа с гидравлической разгрузкой системы Vickers с постоянным вытеснением. Передает мощность в любом направлении вращения при любых скоростях вращения в пределах между максимальной и минимальной. Величина мощности изменяется приблизительно пропорционально скорости вращения гри заданном подводном давлении. Гидромотор может быть многократно пущен в ход, остановлен, реверсирован или заторможен без опасности повреждения.
341
Системы с дроссельным регулированием на входе обладают весьма низким к. п. д. (объяснение этому см в главе 10). Преимуществом таких систем является автоматическая компенсация проскальзывания за счет утечек (это касается только насоса).
Если регулирующий клапан включить в систему с гидромотором параллельно, а не последовательно, т. е. если связать выход из клапана со сбросом, то получается система со «стравливающим» клапаном, которая обладает значительно большим к. п. д. из-за того, что в этом случае насос должен создавать только то давление, которое необходимо для работы в данный момент времени. Однако, если давление в системе меняется, то скорость гидромотора является величиной переменной из-за изменения утечек в насосе.
11. 4. Автоматические гидросистемы
Автоматическая гидросистема может быть определена как система, в которой последовательность операций контролируется либо перемещениями деталей самой машины, либо возникающими в ней давлениями и не зависит от воли оператора. Полуавгоматическсй системой называется такая, в которой каждый последующий цикл операций включается оператором; полностью автоматической — такая система, которая продолжает осуществлять цикл за циклом с помощью соб свенного механического воздействия либо перемещением, либо давлением до тех пор, пока не будет остановлена оператором.
Автоматическое действие системы может быть достигнуто с помощью кулачков, связанных с перемещающимися суппортами или столами, которые при перемещении включают гидравлические клапаны, обеспечивающие последовательность операций.
Известно, что движение в обратном направлении не может быть получено путем непосредственного механического перемещения клапана прямого действия; для этой цели необходим источник усилия, не связанный непосредственно с перемещением стола под действием гидроцилиндра, а также могут использоваться соленоиды, гидроцилиндры с пилотным управлением или энергия механического аккумулятора.
На фиг. 11. 17 показана регулируемая система, использующая для цикла подачи управляющую панель фирмы Vickers, показанную на фиг. 10. 48. Работа самой панели была подробно описана в главе 10; поэтому здесь будет описана только собственно регулируемая система. Из фигуры видно, что в системе используется комбинация двух насосов — низкого и высокого давления с встроенными байпасным и разгрузочным клапанами (см. фиг. 7. 21), установленными непосредственно на фланец приводного электродвигателя. Всасывание обоих насосов общее. Масло подается на вход управляющей панели, откуда оно направляется изменением положения соответствующего многоходового распределителя в полость прямого или обратного действия гидроцилиндра стола Масло из соответствующей полости гидроцилиндра направляется непосредственно в резервуар 342
при возвратном ходе и при быстром перемещении или через клапаны внешнего дроссельного регулирования при рабочем ходе. Основной золотник распределителя связан с рукояткой на лицевой стороне панели и может приводиться в действие этой рукояткой для установки режима или для начала цикла. Этот золотник может также перемещаться с помощью кулачков, соответствующим образом расположенных на столе, что позволяет осуществлять автоматический цикл.
Фиг. 11. 17. Гидравлическая система с управляющей панелью, осуществляющей регулирование цикла подачи:
/ — стол; 2 — управляющая панель; 3 — масляный бак в станине станка; 4 — насосный агрегат фирмы Vickers (на фигуре показан вид сверху на сдвоенный насос и комбинированный клапанный узел); 5 — дренаж от управляющей панели фирмы Vickers; 6 — рычажная система соленоида; 7 — соленоид реверса; 8 — рычаг пуска и фиксации; .9 — кулачок подачи и быстрого перемещения; 10 — кулачок останова; 11 — кулачок реверса; 12 — конечный переключатель реверса (переключатель реверса должен быть скачкового типа, который обеспечивает небольшую задержку контактирования, после того как стол или головка начинают обратный ход).
Перемещая рычаг 8 на панели вручную, золотник управления можно сдвинуть в крайнее верхнее положение, что приводит к быстрому движению стола в рабочем направлении. После того как кулачок 9 отжимает плунжер золотника в нижнее положение, полость гидроцилиндра со стороны штока сообщается через регулирующий дроссельный клапан на панели и начинается ход подачи. При жела нии может быть предусмотрен другой кулачок, обеспечивающий иную скорость подачи стола при использовании второго регулирующего дросселя на панели. В конце хода кулачок реверса 11 толкает концевой переключатель, включая в сеть питания соленоид 7, который передвигает золотник управления в крайнее нижнее положение, осуществляя реверс стола. Ход реверса будет продолжаться
343
до тех пор, пока кулачок 10, выполненный в виде крючка, не зацепит плунжер золотника, переводя его в нейтральное положение. При этом насос работает на слив, после чего стол останавливается и система готова для начала следующего цикла.
Аналогичная система может быть осуществлена с пусковым соленоидом для рабочего хода в дополнение к соленоиду обратного хода, показанному на фиг. 11. 17. В этом случае цикл начинается оператором нажатием пусковой кнопки, что поднимает золотник в крайнее верхнее положение, после этого цикл происходит, как это было описано выше. Оба соленоида включаются в цепь питания на короткий промежуток времени и отключаются при освобождении своих переключателей; в системе отсутствует электроблокировка. Золотник фиксируется в промежуточных положениях с помощью пружинных фиксаторов, которые исключают возможность случайного сдвига. Панель этого типа допускает осуществление большого количества вариантов схем системы путем различных установок золотника, кулачков и электрических устройств. Полностью автоматизированный цикл может быть получен размещением кулачков, воздействующих на соленоиды переключения на концах стола; рабочий ход может выполняться в обоих направлениях; возможны и другие модификации системы для осуществления желаемого вида работы. Управляющие панели Vickers выпускаются также с реверсом плунжера золотника распределителя с помощью пилотного гидроцилиндра, который вводится в действие пилотным золотником с соленоидным приводом. Зо всех других отношениях система' аналогична изображенной на фиг. 11. 17.
Автоматизация операций цикла может быть также осуществлена только с помощью электрических устройств. Фирма Vickers поставляет управляющие панели, в которых все клапаны имеют соленоидный привод. На фиг. 11. 18 изображена схема системы с панелью, управляющей и регулирующей скорость хода поршня гидроцилиндра. В этой панели все операции осуществляются электрическими устройствами.
В отличие от панели с механическим переключением в системе с полным электрическим управлением предусмотрена блокировка, допускающая питание соленоида от сети, после того как их переключатели были освобождены.
Система гидропривода стола Oilgear JК имеет сеть с полным электрическим управлением. Единственными гидравлическими связями в системе являются два маслопровода, ведущие в две рабочие полости гидроцилиндра. На движущихся деталях системы предусмотрены механические контакторы и концевые переключатели, осуществляющие включение и переключение фаз автоматического цикла подачи. Фирма-изготовитель поставляет скомплектованные панели концевых переключателей и полные инструкции по конструкции кулачков и их установке.
На фиг. 11. 19 дана схема системы гидравлического привода стола, имеющей грубую и чистовую подачу. Электрическая схема 314
управления дана на фиг. 11. 20. При нажатии на кнопку пуска включаются контакторы 1М, запускающие электродвигатель и насос и включающие питание в сеть управления. Полуавтоматический цикл имеет следующую последовательность операций.
Нажимаем кнопку «прямого хода» для включения полуавтоматического цикла. Как реле А (соленоид «Л»), так и реле В (соленоид «В») включаются в сеть питания.
л-х 77 12 13 1
8
Фиг. 11. 18. Гидравлическая и электрическая схемы управляющей панели фирмы Vickers:
1 — стол станка; 2 — управляющая панель фирмы Vickers (может быть установлена в любом удобном месте станка); 3 — соленоид «Л»; 4 — соленоид «В»; 5 — пусковая кнопка; 6 — насосный агрегат фирмы Vickers; 7 — бак для масла; 8 — фильтр; 9 — кнопка аварийного возврата; 10 — электрическое реле времени; 11 — конечный переключатель реверса 12 — кулачок быстрого перемещения и подачи; 13 — переключатель.
Каретка осуществляет «прямой ход» до того момента, когда кулачок одновременно сдвигает концевой переключатель LS2, который выключает реле В (соленоид «В») из сети питания, и концевой переключатель LS2A, который замыкает цепь питания реле С (соленоид «С»), обеспечивая «грубую подачу прямого хода».
Каретка продолжает прямой ход «грубой подачи» до того момента, пока кулачок не отбрасывает концевой переключатель, выключающий реле С (соленоид «С») из цепи питания, и переводит каретку на режим «чистовой подачи прямого хода». Когда каретка доходит до ограничителя хода, кулачок одновременно отбрасывает концевой переключатель LS4, включающий регулируемое реле времени. Каретка остается в прижатом к ограничителю хода положении до тех пор, пока реле времени не включает реле В (соленоид «В»), которое переводит каретку в режим «обратного хода». После того как кулачок откидывает концевой переключатель LSI, отключающий также реле В (соленоид «В»), каретка останавливается.
345
В том случае, если реле времени и ограничитель хода в системе не используются, концевой переключатель LS4 включает реле В (соленоид «В»), переводя каретку на «обратный ход».
Каретка может быть остановлена в любой точке хода путем нажатия на кнопку «аварийного выключения» или возвращена в начальное положение нажатием на кнопку «обратный ход».
Автоматические системы могут быть сконструированы не только с использованием стандартизованных управляющих панелей, но и
Фиг. 11. 19. Гидропривод стола (гидравлическая система привода и панели управления):
/ — кулачок реверса; 2 — кулачок чистовой подачи; 3 — кулачок грубой подачи; 4 — кулачок остановки; 5 — управляющая панель концевых переключателей; 6 — ограничитель хода; 7 — каретка; 8 —- регулируемый кулачок остановки; 9 — гидроцилиндр стола; 10 — реле времени; 11 — управляющая панель; 12 — насос Oilgear типа JK; 13 — узел кнопочных переключателей.
с любым количеством индивидуальных контрольных устройств, обеспечивающих желаемую последовательность операций. И в этом случае могут быть использованы распределители, непосредственно вводимые в действие собачками или кулачками на движущихся деталях, использующие механизм «зарядки и разрядки» для автоматического реверса с сигналом включения от положения подвижных элементов или от достижения определенной величины давления в системе. В настоящее время чаще используются электрические устройства, гидравлические с пилотным управлением и элек^рогид-равлические устройства с пилотным управлением. Эги устройства будут рассмотрены в дальнейшем.
Любая гидравлическая система может быть автоматизирована заменой распределителя с ручным управлением на распределители с соленоидным управлением и созданием электрической управляю-346
щей системы,включающей соленоиды в желаемой последовательности. Например, на фиг. 11.2 система может быть автоматизирована заменой ручного управляющего золотника на двойной соленоидный четырехходовой пружинно центрируемый управляющий золотник.
Фиг. 11.20. Электрическая схема управления гидроприводом.
На фиг. 11. 21 показана предлагаемая электрическая сеть, которая позволяет осуществить управление клапаном со следующей последовательностью.
1. При нажиме на кнопку переднего хода включается в цепь питания контактор С/?,. Эгот контактор замыкает два контакта, один из которых замыкает цепь, помимо кнопки пуска, а второй включает соленоид SJ в цепь питания.
2. Поршень перемещается в направлении рабочего хода, причем соленоид S/ включен в цепь питания.
347
3. В конце рабочего ходе кулачок на столе соприкасается с концевым ограничителем LSI, который через контактор CR отключает соленоид S1.
4. В то же время контактор включается двойным концевым переключателем; это замыкает два контакта CR2, оставляя контактор в замкнутом положении и включая в цепь питания соленоид обратного хода S2.
5. Поршень осуществляет обратный ход до того положения, при
котором кулачок на столе соприкасается с концевым переключа-
телем LS2, который освобождает контактор и реле CR2, в результате
чего соленоид S2 отключается от питания. При этом управляющий золотник центрируется с помощью пружин и стол останавливается.
В системе предусмотрена отдельная кнопка остановки, с помощью которой стол может быть остановлен в любой точке прямого или обратного хода. Концевой выклю-
Фиг. 11.21. Электрическая схема управления автоматической работой гидросистемы:
CR 1 — контактор прямого хода;
CR2 — контактор обратного хода;
31 — соленоид прямого хода; 32 — соленоид обратного хода; F — кнопка прямого хода; R — кнопка обратного хода; LSI — концевой переключатель реверса; LS2 — концевой переключатель остановки обратного хода.
чатель LSI может быть включен плунжером, на который действует давление системы, вместо включения собачкой стола, что дает возможность осуществить реверс, управляемый величиной давления, а не положением стола. На схеме показана кнопка аварийного реверса,
которая позволяет осуществить реверс в любой точке прямого хода. Система может быть полностью
автоматизирована введением соответствующего концевого переключателя взамен или параллельно с пусковой кнопкой прямого хода.
Могут быть предусмотрены селекторные переключатели, допускающие выбор любой желаемой операции или вида реверса.
Любая гидравлическая система может быть выполнена элекгро-гидразлическоп с использованием подходящих золотников с соленоидным управлением и точно так же может быть создана электрическая цепь управления, осуществляющая любую заданную последовательность операций. Задержки по времени между операциями могут быть осуществлены использованием электрических реле времени, которые выпускаются в широком ассортименте и в различных конструктивных вариантах. Таким образом, в машинах с гидроприводом может быть полностью осуществлен электрический контроль.
II. 5. Гидравлические системы с пилотным управлением
Управление основными золотниками в гидравлической системе с помощью вспомогательных пилотных золотников обладает многими преимуществами. Как было указано ранее, управление с помощью пилотных золотников обеспечивает контроль за величиной уско-348
рения даже в самкх высокоскоростных гидросистемах/ Это дости гается сочетанием щелей предварительного впуска или дросселирующих канавок в основном золотнике с регулированием скорости перемещения золотника изменением расхода жидкости, передвигающей золотник. Другим преимуществом особенно важным при работе с крупными золотниками является уменьшение усилия, необходимого для перестановки золотника. Маленький и легкий пилотный золотник перемещается оператором без особых усилий. Этет золотник может быть размещен в удобном для доступа оператора месте, в то время как основной золотник можно установить в месте, наиболее выгодным с точки зрения работы системы.
Не последним по значимости из преимуществ является возможность достижения полней или полуавтоматической работы машины с гидроприводом и осуществление блокировки без применения вспомогательных средств, таких как механизм зарядки и разрядки и электрические устройства, хотя последние и используются часто в сочетании с пилотным управлением из соображений операционных удобств — возможност D кнопочного контроля, применения реле времени и т. п. Масло под давлением к пилотному золотнику может подводиться непосредственно от основного насоса, через пружинный обратный клапан или соответствующий ему клапан последовательности действия. Это возможно только в тех случаях, если величина потерь мощности и нагрева системы при этом не слишком велика, что возможно при значитель ных давлениях в системе. В последнем случае рекомендуется использовать независимый источник давления для питания пилотного золотника. Последняя мера рекомендуется также в тех случаях, когда необходима высокая точность следования воздействию пилотного золотника, которая зависит от постоянства пилотного давления. Часто подача отдельного пилотного насоса может быть использована для привода холодильников, фильтров и других вспомогательных механизмов с гидроприводом, однако с тем ограничением, что работа этих механизмов не должна влиять на выполнение основной функции насоса — сохранения величин г.одачц и давления жидкости для привода основных золотников управления системы.
Любая из систем, показанных на фиг. 11. 2--11. 8, может управляться с помощью пилотных золотников. Если какая-либо из этих систем будет оборудована распределителями с приводом от единичных пилотных гидроцилиндров и управляться стандартными четырехходовыми золотниками с пилотным приводом, то тогда возможны только два положения основного золотника, отвечающие его прямому или обратному перемещению. Перемещение пилотного золотника может производиться рукояткой или собачками на подвижном столе, что дает полностью автоматическое возвратно-поступательное перемещение. В любом случае должен быть предусмотрен вспомогательный остановочный или байпасный клапан для остановки стола в любом положении, так как в системе не предусмотрены устройства для возвращения управляющего золотника в нейтральное поло
349
жение и для его фиксации. Эти вспомогательные байпасные клапаны могут быть устранены в том случае, если управляющий золотник самоустанавливающегося типа (см.фиг. 10.33) и приводится пилотным клапаном с центральным подводом давления (см. фиг. 10. 24, нижний ряд) или тогда, когда управляющий золотник пружинно-центрируе-мого типа. При этом использован пилотный золотник, в котором обе
Фиг. 11.22. Полностью автоматизированная гидравлическая система возвратно поступательного действия с пилотным золотником;
/ — стол или головка станка возвратно-поступательного действия; 2 — золотник изменения направления; 3 ~ насос фирмы Vickers (показан одноступенчатый шиберный насос); 4 ~ масляный резервуар в станине станка или в отдельном баке; 5 — фильтр на всасывании насоса; 6 — переливной клапан; 7 — пилотный золотник управления циклом.
связи с цилиндром сообщены со сбросом в нейтральном положении (см. фиг. 10.24, второй ряд снизу). Гидравлическая система, в принципе аналогичная показанной на фиг. 11. 2, но с управлением пилотным золотником, приведена нафиг. 11.22. В этой системе реверс поршня осуществляется пилотным золотником, управляемым вручную или кулачками на столе, перемещающими пилотный золотник в концах хода поршня. На схеме не показан остановочный клапан, но его легко внести путем установки байпасного клапана на линии нагнетания насоса или пилотного сбросного клапана для разгрузочного клапана Vickers,
3-50
На фиг. 11. 23 показана полуавтоматическая система, в которой предусмотрен ручной пуск, автоматический реверс и остановка с помощью сдвоенного поворотного крана Vickers и пилотного золот ника поршневого типа. В положении, показанном на фигуре, стол находится в состоянии покоя. При этом шток поршневого пилотного золотника отжат и поворотный сдвоенный кран находится в поло-
Фиг. 11.23 Полуавтоматическая система возвратно-поступательного действия с поворотным и поршневым пилотными золотниками-
/ — стол или головка станка; 2 — золотник распределителя; 3 — переливной клапан; 4 — подсоединение для сообщения с атмосферой; 5 — фильтр на линии всасывания насоса; 6 — масляный резервуар (в основании станка или отдельно): 7 — насос Vickers (показан одноступенчатый шиберный насос); 8 — отвод для измерения давления; 9 — клапан сброса — пилотный золотник Vickers плунжерного типа; 10 — клапан управления циклом — поворотный двухступенчатый кран с пилотным золотником.
женин «обратного хода». В этом положении отверстие II на кране сообщено с точкой Б, а точка I с Р. Точки I и Р сообщены плунжерным клапаном. Масло под управляющим давлением проходит из отвода разгрузочного клапана через отверстие Р и через соединение / на кране к фланцу золотника распределителя.
Внутреннее устройство золотника с пилотным управлением таково, что перемещение плунжера вправо приводит к подаче масла в полость возврата гидроцилиндра стола. От линии сброса предохранительного клапана Vickers ведет линия маслопровода к точке подсоединения Р второй ступени роторного пилотного золотника, далее на точку I плунжерного пилотного золотника и далее на точку Бив
351
резервуар. Таким образом, предохранительный клапан связан с атмосферой, стол остановлен, и насос работает на холостом ходу. Перемещая кран в положение «перемещение вперед», мы перекрываем сообщение с атмосферой; при этом давление подводится к противоположному концу золотника распределителя и передвигает золотник в противоположное положение. Стол начинает перемещаться до положения, при котором кулачок передвигает рыча)' пилотного золотника, вновь возвращая его в прежнее положение.
Фиг. 11.24. Применение управляющей панели Vickers для возвратно-поступа-тельнсго движения:
1 — стол; 2— кулачок реверса: 3— ручной рычаг реверса; 4 — гидроцилиндр с регулировкой задержки реверса; 5 — регулировка хода золотника; 6 — панель Vickers для управления возвратно-поступательным движением; 7 — регулирования давления перелива; 8 —- ограничитель скорости перемещения; 9 — ручной рычаг остановки;
10 — бак для масла; II — насос.
При этом перемещается золотник распределителя и реверсируется ход стола. Одновременно открывается отверстие, соединяющее вторую ступень с атмосферой. Однако это не влияет на работу системы, так как ранее стопорный кулачок освободил ролик плунжерного пилотного золотника, который перекрыл сбросное отверстие. В конце обратного хода стопорный кулачок снова сдвинет плунжер пилотного золотника и соединит отверстие сброса с резервуаром-, тем самым прекращая перемещение стола.
Путем соответствующего подбора комбинации золотников распределителя с пилотным управлением и пилотных золотников можно осуществить практически любой гидравлический цикл. В настоящее время выпускаются стандартные управляющие панели, которые позволяют автоматизировать воздействие встроенных золотников с пилотным управлением и пилотных золотников. На фиг. 11. 24 показана гидравлическая система, в которой применена управляющая панель для привода с возвратно-поступательным перемещением фирмы Vickers. Эта панель состоит из золотника с пилотным управлением со встроенными дросселирующими обратными клапанами 352
и oi раничи'гелями хода золотника, позволяющими регулировать величины ускорения и замедления, поворотный пилотный крап, регулирующий золотник для изменения величины подачи масла в цилиндр и соответственно скорости возвратно-поступательного перемещения цилиндра, и ручной сбросной клапан для остановки агрегата.
Последовательность операций:
1. Возвратно-поступательное перемещение стола или головки начинается, когда оператор перемещает рычаг остановки по часовой । фелке к регулируемому ограничителю хода.
2. Установка регулируемого ограничителя хода определяет величину максимальной подачи насоса и скорости перемещения.
3. Стол или головка совершает возвратно-поступательное перемещение в пределах, определяемых положением кулачков реверса 2, которые входят в контакт соответственно с рычагами панели в крайнем правом и крайнем левом положениях перемещения.
4. Движение останавливается оператором путем перемещения ручного рычага остановки против часовой стрелки. Давление насоса в период между рабочим циклами падает.
Ручной рычаг остановки может быть использован для аварийного, выключения или в целях установки обрабатываемой детали.
11. G Системы с реверсивными насосами
Хотя в большинстве современных агрегатов с гидроприводом используются системы, с управляющим распределителем, существует широкий круг реверсивных или двухходовых гидросистем, в которых применяются реверсивные насосы радиалыю-поршиевого или аксиального типов с регулируемой подачей. В таких системах реверс । идродвигателя как роторного, так и поступательного типа осуществляется перемещением регулирующего элемента насоса, а не клапанами. Такой тип гидросистемы имеет значительные преимущества, в особенности для установок с высоким давлением, работающих в тяжелых условиях, в которых желателен плавный реверс без гидравлических ударов и инерционных нагрузок. К этой категории относятся высокоскоростные гидравлические прессы и тяжелые станки. Другим важным преимуществом таких систем является возможность точного регулирования скоростей гидродвигателя без применения дроссельных устройств, поэтому для управления рулями кораблей, привода лебедок и других устройств силового типа, требующих точность регулирования, применяются практически исключительно такие типы гидросистем Двухходовая или реверсивная система может быть создана путем простого соединения двух линий, ведущих от насоса с реверсивной подачей к двум точкам подсоединения масло-привода на гидродвигатсле поступательного или вращательного типа. Схема гидросистемы, выполненной по этому принципу, показанана фиг И. 25. В качестве гидродвигателя показан гидрсцилиндр, имеющий одинаковую подачу в обоих направлениях. Таким же образом
23 Эрнст 1211 353
может быть подсоединен и роторный гидромотор. Обратные клапаны подпитки позволяют восполнять потерю масла от утечек и, таким образом, гидросистема всегда полностью залита маслом. Бустерный насос, показанный на схеме, желателен для того, чтобы поддерживать небольшой подпс.р в системе во всех условиях работы, что предотвращает попадание воздуха в систему. Агрегат, выполненный для этой схемы, показан нафиг. S. 7. Гидравлическая система, изображенная на фиг. 11. 25, обычно используется в системах управления рулем корабля, в системах управления лебедок, в которых при-
Фиг. 11.25. Гидравлическая система с реверсивным насосом:
1 — реверсивный насос; 2— подпиточный обратный клапан;
.3 — бустерный насос.
Флг. 11.26. Гидрав лическая система с ре-веро вным насосом и дифференциальным клапаном:
/ — дифференциальный клапан; 2 — резервуар.
меняются гидродвигатели как поступательного, так и роторного типа. Регулирование насоса осуществляется сервомотором, обычно связанным с рулевым механизмом с помощью рычажной системы, так что величина смещения руля пропорциональна величине смещения сервомотора. Устройство, показанное на фиг. 11. 25, хорошо приспособлено к работе с гидроцилиндрами, имеющими равные величины вытеснения. Если эти величины неравны, как это имеет место в большинстве случаев, то используется измененная схема. В такой системе добавлен затворный или дифференциальный клапан, расположенный между двумя присоединениями маслопровода. На фиг. 11. 26 показана схема, в которой применен сдвоенный обратный клапан дифференциального типа. Работа этого клапана зависит от величины протечки масла через него при соответствующих направлениях подачи насоса. Потоком масла клапан закрывается. В результате противоположная сторона клапана сообщает цилиндр с резервуаром и в зависимости от того, в какую из полостей цилиндра, большую или меньшую, подается масло под давлением, через клапан осуществляется подпитка насоса от резервуара или сброс масла из цилиндра в резервуар. Из схемы на фиг. 11. 26 видно, что использование клапана такого 354
типа является хорошим средством для разгрузки цилиндра от давления масла. Если одна из полостей гидроцилиндра находится под давлением, то дифференциальный клапан со стороны этой полости будет закрыт и при реверсе насоса не будет перемещаться до тех пор, пока перепад давления между полостями не ликвидируется в результате перетока масла из полости давления через открытый конец клапана в резервуар.
Недостатком дифференциального клапана, описанного выше типа, является то, что его действие носит чисто гидродинамический характер. Это означает, что перестановка клапана в рабочее положение осуществляется только потоком жидкости, действующим на тарелку клапана. По этой причине клапан не может быть применен для гидроцилиндров с большой разницей площадей поршня. Это объясняется следующим образом: если насос нагнетает масло в малую полость гидроцилиндра, то количество масла, вытекающее из большей полости через клапан в бак при значительной разнице площадей, будет настолько велико, что для сброса его потребуется очень большой клапан. В таком клапане скорость масла будет недостаточна, чтобы обеспечить возможность его смещения расходом масла, нагнетаемым насосом. Такие клапаны практически пригодны для соотношения площадей, не превышающего 3.1. Во всех случаях величина силы, сдвигающей клапан, является очень небольшой, поэтому незначительное залипание или заедание нарушает работу системы. В автоматическом реверсирующем клапане, разработанном фирмой Oilgear Со, этот недостаток устранен. Путем связи подклапанной полости с предохранительным клапаном обеспечивается усилие, определяемое величиной давления, на которое настроен последний клапан.
На фиг. 11. 27 показана масляная система реверсивного насоса Oilgear с регулируемой подачей, имеющего встроенный шестеренчатый насос и двухходовой автоматический золотник, изменяющий направление всасывания. Для простой схемы подсоединения насоса к гидроцилиндру окно А обычно подключается к полости гидроцилиндра со стороны штока пориня, а окно В — к противоположной полости. Окна Л и В сообщены также сверлениями соответственно с отверстиями 1 и 11. В положении, показанном на фигуре, масло подается из окна А в полость гидроцилиндра со стороны штока поршня; при этом отверстие /I перекрыто в результате перемещения золотника, определяющего направление всасывания, влево под действием противодавления из полости гидроцилиндра со стороны штока. Масло, возвращающееся из противоположной полости цилиндра, попадает на всасывание насоса в окно В. Излишек подачи масла поступает по сверлениям в отверстие /, через полость плунжера реверса всасывания и.предохранительный клапан противодавления и через окно V попадает в резервуар. Излишек подачи от шестеренчатого насоса направляется через предохранительный клапан, через отверстия III и VI, через предохранительный клапан противодавления и- окно V также ь резервуар.
23* 355
Если рычаг управления перемещается влево от нейтрального положения, то масло из шестеренного насоса подается через управляющий валик и спиральную канавку в большую полость регулирующего цилиндра, перемещающего регулируемый элемент насоса влево. Э”о приводит к тому, что масло из окна В подается в полость гидроцилиндра, противоположную полости со штоком поршня, так
Фиг. 11.27. Схема гидравлической системы реверсивного насоса Oilgear с регулируемой подачей, встроенным шестеренным насосом, двухходовым автоматическим клапаном реверса всасывания, переливными клапанами и внутренними проходами: / — шестеренный насос; 2 — переливной клапан обратного давления; 3 — клапан реверса всасывания; 4 — переливной клапан высокого давления. Масло под давлением может подаваться как из окна 4, так и В, при значениях подачи до максимальной. На схеме показано положение, при коюром подача насоса максимальна и направлена в окно Л.
как окно / перекрывается при перемещении золотника реверса всасывания вправо. Масло, возвращаясь в окно А из штоковой полости гидроцилиндра, попадает на всасывание насоса. Излишек масла от шестеренного насоса поступает в отверстие III, далее через полость плунжера реверса всасывания, затем через отверстие II в окно А и на всасывание насоса. Если необходима дополнительная подпитка линии всасывания, то радиально-поршневой насос получает масло через обратный клапан /Ев окно А непосредственно из резервуара.
Перемещение золотника реверса всасывания осуществляется усилиями, возникающими от перепада давления. Золотник не будет перемещаться вправо до тех пор, пока давление в окнах Ли// 356
не упадет ниже установленного предохранительным клапаном противодавления. Точно так же золотник не перемещается влево, пока давление в полости окон В и I не достигает установленного предохранительным клапаном противодавления. Это действие в сочетании с замедленным и ускоренным реверсом потока масла при перемещении регулирующего элемента насоса через нейтральное положение обеспечивает плавную декомпрессию при регулируемой подаче насоса. Давление масла не может быть подведено к противоположному концу цилиндра до тех пор, пека насос не разгрузит данную полость цилиндра.
Скорость разгрузки в данной системе точно так же, как и в системе, показанной на фиг. 11. 26, зависит от относительных размеров насоса и цилиндра. Можно предусмотреть в системе меры, ускоряющие разгрузку полости гидроцилипдра, например сбросом масла через особым путем расположенные контрольные отверстия или с помощью клапанов с «пилотным» управлением. В гидропрессах производственных линий, в которых эксплуатационники требуют ускоренного действия, такие меры имеют широкое распространение.
На фиг. 11. 28 показан другой тип клапана для разгрузки полости гидроцилипдра, объединенного с автоматическим байпасом насоса. Этот клапан описан в разделе 2 главы 12.
Любая из систем, схематично изображенных па фиг. 11.25—11.27, может работать как при горизонтальном, так и при вертикальном расположении гидроцилипдра. Если поршень перемещается вниз под действием силы тяжести, то скорость его перемещения ограничивается скоростью отсоса масла из нижнего конца цилиндра. Таким образом, системы с реверсивным насосом являются замкнутыми в том смысле, что существует верхний предел скорости поршня при резком падении сопротивления перемещению. Необходимо отметить также, что в случаях гидроцилиндров с дифференциальными площадями, как это показано па фиг. И. 26, дифференциальный клапан должен быть достаточно большим, чтобы обеспечить поступление масла из резервуара.в верхний конец цилиндра, если поршень опускается при максимально-возможной скорости при откачке насосом масла из дифференциальной полости.. В системах с реверсивным насосом поршень, находящийся под действием силы тяжести, можно застопорить с помощью клапанов противодавления, как это делается и в системах с насосом одного направления подачи.
В системах с реверсивными насосами широко используется предварительная заливка. Такие схемы лежат в основе большинства современных скоростных гидропрессов. На фиг. 11.29 показана гидросистема, разработанная фирмой Oilgear Со. В этой системе применены бустерные цилиндры для быстрого перемещения: уравнивающий клапан поршневого типа (см. фиг. 11. 44), со встроенным клапаном последовательности действия и стандартный насос с сервомоторным регулированием и автоматическим двухходовым золотником реверса всасывания (см. фиг. 11. 27). Б схеме показано ЗЙ7
часто используемое устройство для автоматической остановки поршня в любой точке в конце обратного хода. С этой целью к боковой части рамы пресса крепится вертикальный шток, перемещающийся в направляющих и связанный с рычагом сервомотора насоса. Этот шток отжимается в нижнее положение пружиной, показанной на фигуре,
Фиг. 11.28. Клапан разгрузки.
размещенной на его нижнем конце и упирающейся в неподвижную часть рамы. Вилка, связанная с перемещающейся рамой пресса, может в определенной точке, положение которой можно менять, войти в зацепление со штоком. Поднимая шток, вилка может перевести сервомотор насоса в нейтральное положение. В этом случае насос автоматически будет удерживать подвижные детали, подавая нужное количество жидкости для возмещения утечек. Подъем штока приводит к подаче масла насосом в верхнюю часть цилиндра и, сле-358
Доватёлыю, к Движению рамы пресса вниз. Смещение штока вниз оказывает обратное действие. На штоке может быть предусмотрена рукоятка для ручного управления перемещением прессом. Промежуточные остановки рамы достигаются перемещением штока в нейтральное положение.
Для того чтобы устранить возможность смете ния поршня в каком-либо направлении, насосы Oilgear могут быть оборудованы нейтральным байпасом, который замыкает насос «накоротко» в нейтрали. В случае использования этого устройства для устранения опускания поршня под действием силы тяжести в отводной линии может быть установлен клапан вления.
Масляные аналогичные или
Регулирование давления
Регулирование
подачи х Максимальная скорость 50" вниз ] Нейтраль 50°
Максимальная скорость вверх
сопроти-
Фиг. 11. 29. Гидравлическая система скоростного пресса:
/ — насос Oilgear типа DHP без нейтрального байпаса; 2 — уравнительный резервуар; 3 — уравнивающий клапан Oilgaar; 4 — основной гидроцилиндр; .5 — гидроцилиндры быстрого перемещения, 6 — к рычагу управления; 7 — рама пресса;
противодавления
8 — клапан
поэтому системы,
системы, близкие к изображенной на фиг. 11.29, используются в большинстве из ныне выпускаемых гидропрессов.
Автоматическая работа систем с реверсивными на сосами. Автоматизация работы гидросистем с ревср сивными насосами получила широкое распространение особенно в области гидроприводного станочного оборудования. Управление гидроприводом с помощью пилотных золотников
практически вытеснило все другие виды управления, здесь будут рассмотрены только автоматизированные имеющие этот вид управления. Для этих целей используются разработанные системы гидравлического регулирования, описанные в главе 7.
Насосы Oiigear выпускаются с гидравлической системой регулирования, которая может управляться с помощью пилотных золотников, осуществляющих любой характер автоматизации. Насосы типа DX имеют три положения: прямой подачи, нейтрали и обратной подачи. Любое из положений может быть установлено с помощью 359
пилотного золотника с соленоидным приводом, управление которого может быть автоматизировано путем блокировки со станком или прессом. Один соленоид при включении в цепь питания осуществляет прямой ход; другой — обратный Выключение обоих соленоидов из сети устанавливает насос з нейтральное положение. Хорошая работоспособность системы достигается при установке клапана противодавления при вертикальном положении цилиндра, так как точная фиксация нейтрального положения насоса весьма затруднительна. Кроме того, необходимо предусмотреть байпас в нейтрали насоса. Для управления соленоидными пилотными золотниками в автоматизированной системе может быть предусмотрена электрическая схема управления, аналогичная показанной на фиг. 11.21.
Эта система управления может быть применена к насосу, показанному на фиг. 11. 29, для автоматического пресса. Управляющий шток и рукоятка, показанные на фиг. 11. 29, в этом случае будут устранены, и управление насоса осуществляется с помощью кнопочных и иных переключателей. При желании система может быть оборудована ручным кнопочным управлением.
Недавно разработанная система регулирования типа DY позволяет полноствю автоматизировать последовательность операций любой сложности в соответствии с программой управления. Пример полной автоматизации последовательности операций гидропресса будет дан в разделе 12. 2.
11. 7. Системы с несколькими гидромоторами
В предыдущих разделах данной главы были рассмотрены только простые комбинации мотора с насосом. Другими словами, только для одного подвижного элемента в системе было необходимо осуществить гидропривод и регулирование, причем источником энергии для гидродвигателя являлся выбранный в соответстзии с рабочими условиями насос. Однако во многих машинах с гидроприводом необходимо передать движение и осуществить управление рядом перемещений, чаще всего в определенной последовательности. В таких случаях возможны два различных решения, которых мы коротко касались в начале данной главы. В некоторых случаях можно рекомендовать применение отдельного насосного агрегата для каждого из моторных. В этих случаях проектирование гидросистемы ведется по путям, рассмотренным в предыдущих разделах данной главы, причем каждая индивидуальная система с насосом и мотором проектируется исходя из предъявляемых к ней требований. Между различными гидравлическими системами для осуществления любой желаемой последовательности действия может быть осуществлена электрическая связь. Преимуществами такой системы являются: гораздо большая гибкость в осуществлении различных подач и давлений для выполнения нужных функций; возможность точного подбора отдельных насосных агрегатов к соответствующим гидромоторпым; значительно менее сложная сеть трубопроводов и клапанов. Последняя особенность часто оказы-360
вается решающей при выборе типа системы, даже несмотря на то, что создание индивидуальных насосных агрегатов может стоить дороже, чем выполнение центрального источника гидравлической энергии. В качестве общего указания можно отметить, что если одна или две основные функции выполняются при высоких скоростях и давлениях, как это имеет место в гидропрессах, машинах для литья под давлением и тяжелых станках, то необходимо отделить выполнение основных функций и осуществлять их с помощью отдельных насосов высокого давления. Это указание особенно важно, когда необходимо точное регулирование скорости и давления, которое лучше всего достигается установкой величин давления и подачи па самих насосах. Применение систем с двухпоточными или реверсивными насосами должно быть ограничено осуществлением комбинации одного насоса с гидромотором для выполнения каждой отдельной операции.
Для гидросистем со сравнительно небольшими давлением и подачей и средних условий работы были разработаны две основные схемы, в которых серия гидоомоторпых операций осуществляется приводом от одного насоса. Эги системы рассматриваются ниже.
Системы с параллельным управлением движения. В таких Устройствах системы управления перемещением подсоединены параллельно к источнику гидравлической энергии. Этим источником может быть система постоянного давления (аккумулятор) или постоянной подачи (насос). Регулируемый насос с компенсацией по давлению имеет некоторые из характеристик обеих систем.
В первых системах во всей гидросистеме поддерживается постоянное давление либо с помощью аккумулятора, либо насосом с подачей, регулируемой с помощью компенсации по давлению. Аккумуляторы могут работать в сетях объединенными с регулируемыми насосами, имеющими разгрузочные клапаны.
К п. д. аккумуляторных систем низок вследствие того, что давление в системе поддерживается постоянным, вне зависимости от величины рабочего сопротивления и для подачи масла в систему с давлением требуется насос, работающий все время, за исключением периодов разгрузки. При проектировании гидросистем этого типа необходимо принять меры против утечки рабочей жидкости. Золотники управления должны быть выполнены с положительными перекрытиями. Следует применять клапаны с регулированием на входе при необходимости контроля за скоростью гидромотора. Если этого не предусмотреть, то скорость движения таких устройств будет определяться величиной рабочей нагрузки и будет уменьшаться с ее увеличением. Для ограничения величины давления, подводимого к какому-либо из гидромоторов, могут быть применены редукционные клапаны. При желании оба устройства могут быть установлены последовательно для контроля за величинами как скорости, так и давления.
Для питания многомоторных систем могут быть использованы регулируемые насосы с компенсацией по давлению. Система регулирования обеспечит увеличенную подачу насоса при падении давления
361
в системе в результате увеличения потребностей в .масле в гидроцилиндрах или роторных гидромоторах. Когда эта потребность пропадает, ь системе растет давление и уменьшается подача насоса до величины, которая необходима для поддержания давления в системе. Таким образом, насос всегда работает с противодавлением, хотя в отдельные отрезки времени его подача близка к нулю. К. п. д. такого цикла операций является достаточно высоким в том случае, если насос непосредственно подсоединен к клапанам управления, без промежуточных редукционных и регулирующих клапанов, так что подача насоса не дросселируется и его давление может колебаться вместе с рабочей нагрузкой.
Даже в аккумуляторной системе постоянного давления последнее в действительности не будет постоянным из-за того, что различные гидромоторные устройства работают при меняющихся рабочих нагрузках. В некоторых случаях необходимо передвинуть поршень и держать его под давлением, а потом осуществить работу другого цилиндра. Если во втором цилиндре величина давления должна быть ниже, то масло может быть выжато из одного цилиндра в другой даже в том случае, если между ними поставлен обратный клапан, за счет утечек по уплотнительным кольцам и поверхностям поясков золотника. Для того чтобы предотвратить это явление, можно перед вторым цилиндром установить клапан с регулированием на входе, так что для его привода будет использована не вся подача насоса или аккумулятора, и величина давления сохраняется во всей системе. Иногда для достижения того же результата используется отдельный «фиксирующий» небольшой насос. Управление многомоторной гидравлической параллельной системой с источником постоянной подачи масла требует решения ряда проблем.
Если распределители выполнены в виде золотников с отрицательными перекрытиями, то через открытые центры всех распределителей будет свободно перетекать подача насоса и давление в системе для осуществления каких-либо операций не будет создаваться до тех пор, пока все остающиеся клапаны не будут переведены в одно из рабочих положений, а соответствующие гидромоторы и цилиндры заторможены стопорами. При использовании золотников с положительными перекрытиями давление может быть подведено для осуществления любых желаемых операций, однако насос постоянно работает с противодавлением, пропуская всю подачу через разгрузочный клапан, что приводит к значительным потерям мощности и перегреву системы.
Существует несколько компромиссных решений. Если желательна определенная заранее заданная последовательность операций, тогда управляющий золотник для первой из этих операций выполняется с отрицательными перекрытиями; таким образом, система работает на холостом ходу с подачей насоса, перетекающей через «открытый центр». После этого золотники приводятся в действие в заренее заданной последовательности, причем для выполнения каждой последующей функции после завершения предыдущей сохраняется давление. В конце цикла все золотники управления будут 362
Переведены в нейтральное положение. В качестве другого метода можно предложить использование клапана, сообщающего с атмосферой разгрузочный клапан насоса при его холостом ходе и закрытого при совершении цикла.
Влияние колебания давления в системе во время цикла на отдельные элементы системы, требующие постоянства давления, можно устранить защитой этих элементов клапанами согласования.
На фиг. 11. 30 показана система этого типа. Если все распе-делптели находятся в нейтэальном положении, то подача насоса перетекает через открытый центр золотника 4. Цилиндр 1 является первым в цикле операций. Давление в этом цилиндре сохраняется
с помощью клапана согласования и не зависит от колебаний давления в цилиндрах 2 и 3.
Клапаны согласования могут быть также использованы для последовательного привода двух цилиндров от одного управляющего золотника. На фиг. 11. 31 показана гидросистема, в которой используется клапан согласования с пилотным управлением. В этой системе поток масла направляется к цилиндру стола Л четырехходовым золотником с пилотным управлением. Поршень перемещается до тех пор, пока не передвинут пилотный золотник. В результате этого масло под давлением подводится к соответствующему клапану согласования и появляется возможность для перемещения второго поршня. Реверс поворотного пилотного крана вызывает реверс обоих поршней и их одновременный возврат, осуществляемый с помощью обратного клапана, встроенного в клапан согласования В схеме не пре дусмотрены меры для разгрузки или байпасирования насоса в конце обратного хода поршней. Разгрузку насоса можно осуществить с помощью описанных выше методов.
Если несколько гидроцилиндров или гидромоторов приводятся от общего источника гидравлической энергии и к ним одновременно подводится давление, то в этом случае скорость перемещения поршней будет, естественно, определяться соответствующими силами 363
сопротивления. Для достижения одинакового перемещения двух или большего числа цилиндров, приводимых от одного источника энергии, следует предусмотреть вспомогательные регулирующие устройства. То же самое относится и к штоку тормозов пресса и другим подобным устройствам. Попытки достигнуть равномерности движения с помощью регулирующих клапанов различного исполнения и запирающихся систем, описанных выше, или с помощью делителей
Фиг. 11.31. Гидравлическая система с клапанами последовательности действия, управляемыми пилотными золотниками:
1 — клапан управления циклом — поворотный пилотный крап фирмы Vickers: 2 — клапан согласования; 3 — клапан изменения направления; 4 — переливной клапан; 5 — насос фирмы Vickers (показан сдвоенный насос); 6 — фильтр на всасывании насоса; 7 — масляный бак в станине станка или отдельно; 8 — переливной клапан; 9 — клапан блокировки — пилотным золотник плунжерного типа фирмы Vickers.
потока не были па 100% успешными из-за изменения величин утечки, сжимаемости масла и действия устройств для регулирования подачи. Применение систем с обратной связью для регулирования подачи насоса (см. главу 7, регулирование по замкнутому контуру) или использование сервозолотников (см. раздел 11. 10) было более успешным. В тех случаях, когда это возможно, лучшим решением является механическая связь между поршнями, которая не допускает нарушения синхронизации поршней. В заключение можно отметить, что гидросистемы с постоянным объемом и параллельными управляющими органами лучше всего подходят для применения в механизмах с принудительной последовательностью, т. е. для таких гидропри водных систем, в которых различные функции выполняются в повто-361
Фиг. 11 32. Гидравлическая система с последовательно-соединенными распределителями последовательно-тандемного типа.
ряющейся последовательности. Примером таких систем могут быть автоматические станки, машины для технологических процессов и т. п., в которых последовательность операций обычно предопределена заранее и накладывается на машину электрической управляющей системой. Они менее пригодны для гидроприводных систем с произвольным регулированием, таких как дорожные н шахтные машины и другие процессные машины с операторным управлением. Лля таких случаев были разработаны системы с последовательным \правлением.
Системы с последовательным соединением управляющих органов.
В таких системах все золотники распределителей присоединяются к источнику энергии последовательно. Это достигается с помощью так называемых «тандемных» золотниковых устройств. Золотник этого типа показан на фиг. 10. 26 и описан в главе 10. Как было указано, существуют дза вида «тандемных» золотников. Большинство выпускаемых тандемных золотников (в особенности с соленоидным приводом и пилотным управлением) соединены последовательно как по отношению к источнику энергии, гак и по отношению к нагрузке. На
фиг. 11. 32 показана система управления одного роторного гидро мотора и двух гидроцилиндров. Когда все золотники находятся в нейтральном положении, масло, нагнетаемое насосом, свободно перетекает через открытые центры золотников управления. Смещение любого из золотников в рабочее положение перекрывает путь масла в резервуар Подача жидкости к гидромотору, управляемому данным золотником, проходит последовательно через предыдущие золотники. Точно так же, жидкость, поступающая отданного гидромотора, проходит через все последующие золотинки в резервуар.
Если одни из приводимых гидромоторов, как это показано па схеме, является роторным, то масло, вытекающее из него, может быть использовано для привода устройства, расположенного последовательно с первым. Перепады давлений на каждом из последовательно расположенных устройств суммируются.
Ограничением для данной системы является то, что в ней только одна операция может осуществляться в данный отрезок времени (пример последовательного соединения, приведенный выше, является исключением из этого правила), так как работа одного из устройств перекрывает подачу масла ко всем остальным. Это ограничение можно устранить применением так называемого «параллельно-тандемного» золотника. Такие золотники располагаются последовательно от насоса к резервуару, однако одновременно имеют 365
независимое подсоединение к нагрузкам. На фиг. 11.33 показана такая схема подсоединения. И в этом случае в нейтральном положении золотников подача насоса свободно сбрасывается в разервуар,
От насоса
Фиг. 11. 33. Гидравлическая система с последовательно-соединенными распределителями параллельно-тандемного типа.
однако, мы можем переместить любое количество управляющих золотников в рабочее положение и осуществить желаемое действие в каждом из гидромоторов. Окна цилиндров могут быть, как это показано, сблокированы в нейтрали в «плавающем положении», и золотники могут выполняться как с отрицательными, так и с положительными перекрытиями. Большое число соединительных трубопроводов нафиг. 11. 33 может быть уменьшено применением объединенной компоновки золотников
(см. фиг. 10. 27).
Системы с последовательной связью параллелыю-тапдемных золотников обычно применяются в передвижных установках. На фиг. 11. 34 показана одна из таких систем. Подсоединения питающего и сбросного трубопроводов снабжаются боковыми отводами,
Фиг. 11. 34. Параллельно-тандемные клапаны в блочном наборе:
/ — однодействующий гидроцилиндр; 2 — многоклапанный узел Vickers; 3 — двухдействующий гидроцилиндр; 4 — масляный резервуар; 5 — шиберный насос Vickers.
причем в отводе питающего трубопровода обычно размещается разгрузочный клапан системы.
При необходимости осуществления вращательного движения взамен двухдействующкх цилиндров могут быть использованы роторные гидромоторы; многоклапанный узел, показанный выше, представляет собой комбинацию переливного клапана перегрузки, 366
двух однодействующих клапанов изменения направления, одного двухдействующего клапана изменения направления и фланца с выходными патрубками. Многоклапанные узлы Vickers выпускаются с любым количеством клапанов изменения направления (до 10) п могут быть поставлены соединенными в любой последовательности.
11. 8. Системы с роторными гидромогорами
Принципиально системы с роторными гидромоторами не отли-'аются от систем с гидродвигателями поступательного перемещения (гидроцилиндров). Однако для правильного применения первых необходимо учитыватьнекоторые их специфические особенности. Необходимо помнить, что роторные гидромотсры гораздо более чувствительны
с
Фиг. 11.35. Гидравлическая система с роторным гидромотор< м с контролируемым замедлением.
к перегрузкам и кавитации, чем гидронилиндры. Это приводит к тому, что устройства для регулирования ускорения и замедления системы приобретают особо важное шачение. Ускорение в основном контролируется разгрузочными клапанами системы. Считается установленным, что замедление системы должно быть осуществлено воздействием на поток, идущий от гидромотороз, а не на поток, идущий к гидромоторам. На фиг. 11. 35 показана система, в которой предусмотрены меры для торможения гидромоторов в обоих направлениях. В ней использована комбинация разгрузочного клапана с клапаном противодавления, включаемым давлением прямого хода
(см. фиг. 11. 11). В схеме применен четырехходовой золотник изменения направления для управления направлением вращения. Когда соленоид четырехходового золотника включается в цепь питания, масло от насоса подается в окно А. Возникающее давление, передаваясь по линии Е, держит клапан D в открытом положении. Таким образом, масло, вытекающее из гидромотора через отверстие/V, не встречает сопротивления.
Когда соленоид выключается из сети, подача насоса сбрасывается в резервуар через соответствующее окно в четырехходовом золотнике и давление жидкости недостаточно для удержания клапана Г> в открытом положении. Клапан D может быть открыт только давлением, создаваемым в окне N за счет инерции гидромотира, работающего в данном случае как насос. Наряжение пружины на клапане I) определяет величину сопротивления, создаваемого этим клапаном. С помощью клапана С осуществляется контроль за торможением 367
гидромотора в другом направлении; его настройка осуществляется независимо от клапана D. Когда оба соленоида выключаются из сети питания, подача насоса направляется в резервуар через соответствующее окно четырехходового золотника. Клапан /•’ создает небольшое противодавление, обеспечивающее небольшой подпор на входе й гидромотор при его замедлении. Это противодавление устраняет возможность кавитации.
11. 9. Электрогидравлическаи аналогия
Рассмотрение схем гидросистем не было бы полным без описания метода электрогидравлической аналогии. Много данных по этому интересному и удобному методу анализа гидросистем приводилось в статьях Эрнста и Альберта Далла '.
Аналогия основана на подобии ламинарного потока жидкости постоянному электрическому току; движение первого определяется уравнением Пуазейля, второй может быть определен по хороню известному закону Ома. Конечно, не всегда течение является ламп парным, однако мы его предполагаем таковым; и это несколько вольное предположение привело к изобретению многих интересных устройств, которые могли быть не получены другим путем.
Из уравнения (5. 7) имеем
р = , /11.7)
где р — падение давления на участке трубопровода длиной L и диаметром D. Выражая р в кг/см2, L и D в см и Q в см'л:сек, имеем р--40,7^-; (11.8)
40,7-^. (И.9)
Выражение в правой части уравнения (11. 9) представляет собой количественную характеристику, связанную с физическими размерами трубопровода и свойствами жидкости, проходящей через пего. Если это выражение обозначить буквой /?, тогда можно записать
4 (ii.ioj
что аналогично известному закону Ома для электрических сетей:
Е - JP.
Сопротивления в гидравлической системе могут быть осуществлены витками трубопровода заниженного сечения или щелями
'Hans Ernst. Modern Hydraulic Control System and Circuits. Prod. ЕпД., 121, April 1935.
368
между калиброванными штоками и окружностью отверстия диафрагмы.
Перепад давления на таких сопротивлениях может быть исполь-юван в гидравлической системе для привода пилотного золотника, пли распределителя золотника точно так же, как падение потенциала на электрическом сопротивлении используется для создания тока в сети с параллельно включенным сопротивлением. Комбинация гидравлических сопротивлений, расположенных последовательно и параллельно, может быть рассчитана таким же путем, как аналогичная комбинация электрических сопротивлений.
Для иллюстрации рассмотрим две параллельные ветви гидравлической системы, имеющие сопротивления соответственно У? । и Д2, югда
Q,/?l Q-2^2 />0 (Qi -I Q2) (11- 11)
де /Л> — падение давления па сопротивлениях;
/? - величина общего сопротивления.
Из уравнения (И. 11) следует
Я (И-12)
что напоминает известную формулу для сопротивления, эквивалентного сопротивлению двух параллельных участков электрической сети, отсюда
Интересно сравнить это уравнение с полученным в главе 6 для падения давления в разделенном потоке. Последнее [уравнение (6. 29)] основано на турбулентном режиме потока. Если два сопротивления расположены последовательно, то мы можем взять отводную линию в промежуточной точке и, таким образом, получить давление которое всегда будет определенной долей от перепада давления р0. Если сопротивления обозначаются как и тогда р t будет равным
1,1 Po rter. ‘ (11-14)
Этот принцип используется в гидравлическом потенциометре, в котором сопротивления Р} и /?, совместно изменяются для достижения любого желаемого значения давления pt, для заданной величины р„. Схема, иллюстрирующая принцип действия такого клапана, показана па фиг. 11. 36.
Движение двух или нескольких цилиндров в гидросистеме в нужной последовательности может быть достигнуто использованием перепада давления па дросселе, возникающего при протекании масла, подаваемого к цилиндру. После того как поршень останавливается,
21 Эрнст 1211 269
перепад давления постепенно сводится на нет; это действие используется для перестановки клапана согласования в положение, соответствующее ходу следующего цилиндра.
Фиг. 11.36. Гидравлический потенциометр:
1 — золотник; 2 — втулка; 3 — корпус; 4 — регулирующий винт; 5 — резервуар; 6 — золотник управления подводимым давлением (сопротивления#! и #2 осуществляются кольцевыми щелями, образуемыми поверхностями конического золотника и цилиндра направляющей); 7 — насос;
8 — устройство, к которому подводится давление.
а
Фиг. II. 37. Золотник дели-
Золотник — делитель потока. Действие этого золотника может быть уподоблено мостику Уитстона, как это зидко из фиг. 11. 37. Если величина р2 превышает plt золотник перемещается влево, в результате чего сопротивление Д, уменьшается, а /?з увеличивается. Это приведет в конечном итоге к тому, что р2 сравняется с рг.
Движение жидкости в каждой ветви сети будет определено из следующего:
Ро — Pl = (И. 15)
Po-P2=Q-2^2- (11.16)
Ввиду того что pi во всех случаях должно быть равным р2, правые части уравнений могут быть приравнены, отсюда
тель потока. Qj
Qi
Величнны подач Qi и Q2 не зависят от значений давления в системе. Если сопротивления /?] и 7?^сделать равными, то подачи через каж-370
дую ветвь моста будут также равны, вне зависимости от величин нагрузок Lx и Z.2, любая из которых может быть равна нулю. Другие гидравлические устройства и схемы могут быть рассчитаны аналогичным путем.
11. 10. Сервомеханизмы и сервозолотники
Элементы теории следящих систем. В главе 7 было дано представление о системах пропорционального регулирования с гидроприводом, обеспечивающих смещение регулируемого элемента насоса переменной подачи. Такие системы регулирования называются сервомеханизмами. В данной главе будут шире рассмотрены вопросы применения различных видов сервомеханизмов в качестве регулирующих элементов в различных отраслях, в которых применяется । идрспривод. В главе 7 был приведен анализ работы сервомеханизма перемещения регулируемого элемента насоса и были даны количественные данные по типовой конструкции сервомеханизма. Упрошенный анализ давал возможность вычисления рассогласования (погрешности) и реакции сервомеханизма в предположении нагружения механизма только сопротивлением системы и только для статических условий работы.
Для более полного анализа характеристик и устойчивости сервомеханизм должен рассматриваться в качестве динамической системы с учетом влияния величин, зависящих от времени. Это достигается использованием теории следящих систем. Подробное изучение теории следящих систем, необходимой для анализа и синтеза динамических систем, выходит за рамки данной книги. По этому вопросу имеется обширная литература, которая приведена в конце данной главы.
Для полного понимания применения этой теории к гидросистемам требуется элементарное знание вопроса, который освещается ниже.
С точки зрения динамической системы в сервомеханизме мы встречаемся с реакцией регулируемой переменной величины (выходного сигнала) на регулирующий (входной) сигнал, в нашем случае — механическое перемещение. Если выход и вход системы связаны механически (как в механических зубчатых передачах), то выходной сигнал всегда будет эквивалентен входному и постоянно следует за ним. В сервомеханизме выходной и входной элементы связаны относительно слабо и на соотношение между выходной и входной величинами влияют переменные, которые могут быть производными по времени первого или более высокого порядка, поэтому для определения соотношения между входной и выходной величинами потребуется дифференциальное уравнение первого и более высокого порядка.
Эго дифференциальное уравнение может быть решено любым из классических методов. Для более сложных систем такое решение становится весьма сложным. Кроме того, часто решение недостаточно выявляет реакцию системы на различные входные сигналы.
24* 371
В связи С этим начали развиваться методы исследования, основанные на использовании передаточной функции и операционного исчисления (преобразование Лапласа). Это преобразование позволяет решать линейные дифференциальные уравнения с постоянными коэффициентами путем подстановки комплексной переменной вместо той величины, относительно которой выражается дифференциальное уравнение (здесь время).
Полученное преобразованное уравнение является простым алгебраическим выражением, разрешаемым по обычным алгебраическим правилам. Затем путем операции, называемой обратным преобразованием, осуществляется возвращение к прежней переменной (времени).
Следующий пример иллюстрирует этот метод. На фиг. 11.38 дана блок-схема элементарного сервомеханизма с регулируемым насосом. Энергия подводится'.к валу насоса, который вращается с постоянной угловой скоростью £0;,. Подача насоса регулируется дифференциальной зубчатой передачей от управляющего (сигнального) вала, которому может передаваться угловое входное перемещение О,*. Выходная мощность насоса, передаваемая к гидромотору, вызывает перемещение вала гидро
мотора 0о. Это перемещение в виде сигнала обратной связи через соответствующую механическую зубчатую передачу, соединенную с дифференциалом, стремится возвратить регулируемый элемент насоса в положение пулевой подачи. В любой момент времени выходное число оборотов гидромотора должно быть пропорционально подаче насоса, которая, в свою очередь, должна быть пропорциональна разнице в положении выходного и входного вала вследствие действия дифференциального механизма автоматического регулирования. Однако это упрощенное соотношение не учитывает зависящие от времени величины, па которые влияют инерция, упругость и демпфирование вследствие вязкого трения. Э^и факторы будут рассмотрены позже.
Пусть
9, Фиг. 11.38. Сервомеханизм с объемным регулированием.
dO, de
(1118)
Фактор Cs является передаточным числом, выражающим в процентах изменение хода поршня насоса на радиан перемещения сигнального вала.
Из уравнения (И. 18) получим
4 Ш/,СД -- (11.19)
* Любое намеренное входное перемещение называется «сигналом», тогда как случайные перемещения (такие, как давление ветра на орудие) называются «возмущением».
372
Переменная t в уравнении (11. 19) заменяется теперь переменной s таким образом fl], что
f (s) = \ f(t)e~stdt. (11.20)
о
Это осуществляется подстановкой соответствующих величин / (s) вместо величины / (/) в уравнении (И. 19) в соответствии с таблицами перевода функций.
Получим следующее:
,s ()u (s) -(),, (/ - 0) |- o>pQ)u (s) Ш,.СД (s). (11.21)
Допустим, что сначала механизм находится в состоянии покоя, следовательно
9 0 (/ 0) 0,
югда
s 0О (s) I шрС30о(з) <o;,Cs0, (s) (11.22)
или
A (S) (11.23)
0< v ’ s | <OpCs v '
Уравнение (11.23) представляет собой простое алгебраическое отношение, устанавливающее связь между выходной и входной величинами Это отношение называется «передаточнай функцией» сервомеханизма. Как будет показано, существует несколько видов передаточных функций и их использование существенно облегчает анализ и синтез сервомеханизмов.
Реакцию механизма па различные виды входного подводимого сигнала можно определить довольно легко.
Ступенчатый сигнал. Ступенчатый сигнал — мгновенно переданный сигнал между двумя устойчивыми состояниями. Предположим, что мы перемещаем входной вал на угол А в короткий промежуток времени. Тогда
0,- (/) - А или
д
0,-(s) — — (из таблицы преобразования функций);
0„(з)- (11.24)
Пользуясь указанными таблицами, можно получить обратное преобразование
Z-1 1% (s) J - 0О(/);
0п(/) = Л (1-е-“А9 . (11.25)
Рассогласование (погрешность) в сервомеханизме выражалась бы
0. ~е0==Л— А (1 Ае^ырс^ . (11.26)
373
Для t 0 рассогласование было бы равно А, а для / - оо ста новится равным нулю.
Одной из характеристик сервомеханизма первого порядка (содержащего s в характеристическом уравнении в первой степени) является нулевое рассогласование в устойчивом состоянии.
Величина l/tOpC, называется «постоянной времени» механизма и обозначается через Т или т в сек.
Постоянная времени имеет следующие особенности.
Если t = 1/MPCS, тогда 0о — 0,632Л; это означает, что постоянная времени равна времени, необходимому для достижения выходной величины 63,2?о от входного сигнала.
Кроме того, если подсчитать тангенс угла касательной, проведенной к кривой в начале процесса изменения выходной величины'
at >’ •»
(11.27)
то видно, что
t = T -= —U- для 0o * -A. wp'-*s
Фиг. 11.39 Пе входная харак- Это означает, что постоянная вре-теристика сервомеханизма при мени может определяться как время, ступенчатом входном сигнале. требующееся для достижения выходной величиной значения входного сигнала, в том случае, если бы выходная величина изменялась со скооостыо, равной скорости в начальный момент. На фиг. 11.39 показаны такие условия.
Сигнал постоянной скорости. Входному валу сообщается постоянная угловая скорость, начинающаяся с нулевой скорости при t ~ 0. Тогда сигнал изображается наклонной линией в координатах 90 в зависимости от t.
Пусть 0, (/) -- сор или 0, (s) — (из таблицы преобразования функций), тогда
(11 28)
Обратное преобразование дает
0О (Г) = - -s--+ _ (11.29)
(Opl-S
Рассогласование (погрешность) будет равно
0,.0О = М//------z-(g apCs- 4 (11.30)
wpCs
374
Для t = 0 рассогласование равно 0; для t — со рассогласование равно о),7<ЛрС3.
Это характеризует систему первого порядка как систему, имеющую рассогласование при установившемся движении.
Системы более высокого порядка В только что описанной системе первого порядка отсутствует влияние упругости. Следовательно, не возникает вопроса об устойчивости. Выходная величина достигала заданного значения без заброса и не вызывая колебаний. Такая система обычно не осуществима. Все системы имеют инерционные н упругие элементы в меньшей или большей степени. Дифференциальное уравнение, описывающее современную действительную систему, (одержит и первую и вторую производные по времени.
Динамическая система с разомкнутой цепью1, содержащая инерционные и упругие элементы, может иметь выходную величину в виде затухающих колебаний в ответ на ступенчатый входной сигнал. Характеристика такой системы зависит от ее собственной частоты и степени демпфирования.
Собственная частота системы
<ол - |/ рад/сек,
ще Ks— коэффициент жесткости;
J — момент инерции.
Коэффициент демпфирования Сд определяет степень демпфирования. В критически демпфируемой системе коэффициент демпфирования
Сд - 2К ]/' ~JK~
где Д' — коэффициент, величина которого зависит от размерности
Критически демпфируемой системой называется такая система, которая ведет себя как система, не имеющая ни упругости, ни инерционности. Системы с недостаточным демпфированием имеют различные степени перерегулирования; в системах с повышенным демпфированием заданная выходная величина никогда не достигается
В системе с замкнутой цепью сигнал подается от выходного элемента к сравнивающему или суммирующему устройству Совершенно очевидно, что если этот сигнал находится в фазе с воздействующим сигналом, то устройство должно сделаться неустойчивым и будет колебаться. Сигнал обратной связи должен иметь запас но фазе. Анализ переходного процесса, подобный анализу, проводимому для механизма, приведенного в начале этого раздела, позволяет выявить количественные соотношения. Однако для выполнения этой задачи существуют лучшие способы, которые будут описаны ниже.
1 Система, не имеющая обратной связи или на которой соединение обратной снязиа разомкнуто.
375
Частотные характеристики сервомеханизма. В частотном анализе сервомеханизмов входные сигналы принимаются синусоидально изменяющимися. Для инженера-механика или гидравлика такой подход может показаться странным. Он объясняется тем, что авторы анализа частотных характеристик — Найквист, Боде и Блэк — являются инженерами-электриками и разрабатывали этот метод для анализа характеристик следящих преобразователей, в которых входной сигнал всегда синусоидален1.
Однако нас здесь не интересует теория переменного тока, поэтому мы опять воспользуемся методом преобразования Лапласа.
Возвращаясь к первоначальному механизму (уравнение (И. 23)], примем входной сигнал в виде гсрмонического воздействия
О, (0 a sin w/
или
О,- (s) == (из таблицы преобразования функций).
Тогда из уравнения (11. 23)
4(Ot>pCs
(s2 со2) (s Д- ы/.'л
(11.31)
Выполняя обратное преобразование, получим
0о (/) czcogj^C,
(<OpCsp [ <о-
•>:sin (co/ — <p)j,
(11.32)
___
со к(WpC’s)2 I co
где
Следует заметить, что синусоидальный входной сигнал создает такого же вида выходную величину, отличающуюся только по фазе на угол ср. После достаточно продолжительного интервала времени первый член в скобках обращается в нуль и тогда имеем
% (0 в sin (со/ - ф). (11. 33)
V <^pCs)2 + 40-
Теперь рассмотрим фиг. И. 40. На этой фигуре величина 0О (/) представлена ординатой в системе прямоугольных координат. Если эта система представляет собой комплексную плоскость с абсциссой, образующей действительную ось, и ординатой, образующей мнимую
1 Как метод исследования динамики систем регулирования частотный анализ был впервые предложен советским ученым А. В. Михайловым. —
Прим. ргд.
376
ось, тогда 0о (/) в этой комплексной плоскости может выражаться как вектор
-7==?==-lr-os(w/ — q)) [-/sin (со/--ср). (11.34) V (copCs)2 / со-
Используя формулу Эйлера при j =--- [' — 1,
OnGo))
™PCs ej (w/-T) /(«/.J2 ’I W2
(11.35/
Выражая (/,• подобным образом и используя правила деления векторов, получим передаточную функцию в векторной форме:
t!~(/w) И J -/<•>/
°' У (ЫрС,)- со-
ИЛИ
0) рС s
K(topCs)2 -| и2
(11.36)
(11.37)
Полученное выражение передаточной функции для синусоидальной входной величины называется частототной характеристикой сервомеханизма. Оно обозначает вектор с амплитудой юД/Г^С/Т ю2, сдвинутой на угол — ср от абсциссы комплексной системы координат, где tg qj - о,/со,,С,.
Если возвратиться к основной передаточной функции системы первого порядка и уравнению (11. 23) и заменить оператор s на /ы,
то получим
3’(/со) ^^—.(11.38)
О/ 4 > MpCs | /со ’
Выполняя деление
(/со) - —--------е<'« -Z'l’)
V(МрС^ I- со2
(11 ЗУ) пли
Фиг. 11.40. Функция 0о(/) па ком плексной плоскости.
Эю уравнение аналогично уравнению (11.37).
Из изложенного видно, что частотная характеристика1 системы может быть получена простой заменой оператора s па /со в основной передаточной функции. Обратная операция, несомненно, также правильна. Это означает, что передаточная функция системы может быть получена из экспериментальной частотной характеристики. Необходимые испытания состояли бы в том, чтобы подвергнуть систему воздействию синусоидального сигнала и замерить амплитуду па выходе и сдвиг фазы.
1 Частотная характеристика, по определению, является отношением между синусоидальными выходной и входной сигнальными величинами.
377
Такие экспериментальные определений частотной характеристики на гидравлическом сервомеханизме были проведены в 1942 г. Николзом и Силви в Массачузетском технологическом институте. С тех пор этот метод превратился в один из наиболее ценных способов анализа сложных систем. Для получения передаточной функции всей системы можно объединить передаточные функции элементов, найденные аналитически, с передаточными функциями, полученными экспериментально.
Частотные характеристики могут быть построены в виде графиков в полярных координатах с амплитудой, как радиус-вектор, сдвигом фазы, как угол, и частотой, как параметр.
Фиг. И. 41. Амплитудно-фазсвая характеристика.
Фиг. 11.42. Логарифмическая амплитуд но фазовая характеристика.
Это можно объяснить, если обратиться к уравнению Для кривой могут быть установлены следующие точки:
для и - 0, tg q> - 0, <р -- 0 амплитуда равна 1;
для io — wpCs, tg ф =—- 1, <р --- —45° амплитуда равна
для от = со, tg ф = со, ф — —90° амплитуда равна 0.
(11. 37).
1 .
/2 ’
График в полярных координатах, соответствующий уравнению
(11. 37), представлен на фиг. 11. 41. Этот тип графика известен как
амплитудно-фазовая характеристика Найквиста. Кроме того, частот
ные характеристики могут строиться в прямоугольных координатах как отношение амплитуд в зависимости от частоты и как сдвиг фазы
в зависимости от частоты.
Отношения амплитуд зыражаются в децибелах, причем один децибел, в двадцать раз больше логарифма отношения амплитуд.
Этот несколько непоследовательный термин взят из теории переменного тока. Децибел — коэффициент, выражающий десятикратный логарифм отношения мощностей. Изменение напряжения пропорционально квадрату отношения мощностей и в 20 раз больше логарифма отношения напряжений.
График выполняется на полулогарифмической сетке с отношением амплитуд в децибелах, фазы в виде ординат в обычном масштабе и частотой на оси абсцисс в логарифмическом масштабе.- Этот вид графиков называется логарифмическими амплитудно-фазовыми
378
характеристиками. На фиг. 11. 42 приведены такие характеристики для функции 1/(1 + /<от). Построению кривой помогают следующие данные:
ДЛЯ О)Т < 1
для ojT /> 1
при (1) ЫрС$ ---
При более низких частотах
J /шт ’
1____1_ .
1 + / шт /шт '
1___1
I -г /шт ~~ J/2 ’
При более высоких частотах:
А еб - —1g шт;
ДЛЯ ДЛЯ для шт 1 20.g 1 0; шт -- 2 201g 2—6 Об; сот 4 201g 4-12 дб\
20 1g
этим данным наносится горизонтальная линия от 0 дб до юС, = 1/т. Это значение частоты называется сопрягающей1 2.
По
Здесь отношение амплитуд в принятом масштабе равно—3. Наклон линии, исходящей из этой точки, равен б до на октаву2. Трафик для угла строится обычным образом.
Виды частотных характеристик. Передаточные функции, используемые до сих пор, охватывали весь сервомеханизм, вклщчая обратную связь. По такой передаточной функции получается частотная
Фиг. 11.43. Структурная схема сервомеханизма.
характеристика систо-
мы, т. е. отношение выходного сигнала к входному В структурной схеме (фиг. 11. 43) это выражение представлено отношением О „/О,. Прямая передаточная функция — функция устройства без обрат
ной связи или отношение Qo/E — KG.
Контурная передаточная функция — это отношение сигнала обратной связи к воздействующему сигналу или $0АН/Е.
Если АН — 1, тогда контурная передаточная функция такая же, как прямая передаточная функция.
1 Это частота, при которой пересекаются асимптоты построенной в полулогарифмическом масштабе кривой.
2 Октава — расстояние между, частотой и ее двойной величиной.
379
Между различными передаточными фун дующая связь: 4 - Кб; Е кциями существует еле-
F в" ь ~ КО у
0(. .Е 0- - -,:-KG АН %; - (11.40)
о,— V1 I АНКО К О
Если АН 1, 0(, ко (П.41)
0,- 1 KG
и 0„
KG 0,- (11.42)
! 0„ •
И/ Для А Н 1 уравнение (11.42) является контурной передаточной функцией. Возвращаясь к нашему примеру, определим по контурной передаточной функции соответствующую частотную характеристику-, ы РС\
КН ш pCs [ /(о (ОрС$ (11.43)
Л v - - • 1 /со
Воспользуемся обратную связь, уравнением JtA (It (11. 19), предварительно выключив - o)pCs0;.
Преобразуем выражение s 90 (s) = wpCs9;(s), подставляя 9 , — Е, тогда
A(S)
В уравнении (11. 43) член <d;,Cs является «коэффициентом усиления»1 системы.
1 Этот термин, который заимствован из теории усилителя переменного тока следящей системы, где он обозначает отношение выходного напряжения к входному, потерял в основном свое первоначальное значение. Коэффициент усиления системы не является фактором, зависимым от времени или частоты в передаточной функции (член К в KG). Некоторые авторы определяют коэффициент усиления как численное значение передаточной функции при данной частоте, 380
Уравнение (11. 43) может быть представлено в виде амплитуднофазовой характеристики Найквиста:
Ш tg<p--co.
Как показано на фиг. 11. 44, контурная частотная характеристика в этом случае является вертикальной линией, проведенной через начало координат. Логарифмическая амплитудная характеристика по уравнению (11.44) представлена линией с наклоном ббб на октаву. Эта линия начинается от Обб при ш = u)pCs. Для
+30'
’80° о
Фиг. 11. 44. Амплитудно-фазовая характеристика Найквиста д.чя wpCs I /«>.
Фиг. 11.46. Амплитудно фазовая характеристика системы насос — гидромотор.
Фиг. 11.45. Логарифмическая амплитудно-фазовая характеристика для
фазы получена горизонтальная линия при 90°, как показано на фиг. 11.45.
Графики на приведенных фигурах определяют поведение идеального сервомеханизма. Выше отмечалось, что действительный сервомеханизм
имеет элементы инерционности, обладает упругостью и потерями на утечку. На фиг. 11. 46 дана амплитудно-фазовая характеристика действительной системы насос — гидромотор. Если представить KG в виде радиуса-вектора на характеристике Найквиста, то частотная характеристика /\G/(1 I /(G) может быть определена сложением векторов, как показано на диаграмме. Амплитудно фазовая характеристика 0 ()/0 z KG/(1 | A'G) М будет окружностью с центром в точке — М'г/(М2— 1) на оси абсцисс п радиусом Л4/(7И2— 1).
Годограф вектора /<G пересекает различные окружности Л4; эти пересечения происходят при известных частотах. Таким образом, зная годограф вектора /\G, можно построить амплитудно-фазовую характеристику. Резонансный пик получается при такой частоте, при которой окружность Л4 касается годографа вектора KG (окружность Мр). При М - 1 окружность М становится прямой линией. .381
Исследование динамики сервомеханизма по частотным характеристикам и передаточным функциям. Передаточные функции используются для определения основных характеристик сервомеханизма. Поведение сервомеханизма определяют три основных показателя: устойчивость, установившаяся погрешность и динамическая погрешность. Все три показателя могут исследоваться с помощью частотных характеристик.
Устойчивость. Если окружность Мр приближается к центру х - —1, тогда отношение М приближается к бесконечности. Это означает, что 0,- может быть нулем, а 0 0 может иметь конечную величину. Таким образом, выходная мощность может использоваться без входного сигнала, и механизм будет неустойчивым. При этом следует помнить, что подводимая в виде сигнала мощность не являетоя источником энергии в сервомеханизме; она просто регулирует энергию от внешнего источника.
Критерий Найквиста утверждает, что если кривая KG проходит через точку или левее течки — 1; /О, то механизм будет неустойчивым
Существуют и другие критерии, включающие также те, которые могут устанавливаться по логарифмическим частотным характеристикам.
Установившаяся погрешность Из уравнения (11. 43)
Он <ОрСч
Е j о, или
£7 _ 1 Ь*о
OpCf,
следует, что если /ш равно нулю, то Е будет также равно нулю. Это показывает, что системы первого порядка имеют нулевое рассогласование в установившемся состоянии.
Погрешность или рассогласование с отставанием ко скорости можно получить умножением передаточной функции на /<и и последующей заменой в оставшихся коэффициентах правой части уравнения /<п — 0.
Имеем
= (11.44)
и
где шт — угловая скорость вала гидромотора.
Погрешность, подсчитанная таким образом, тождественна погрешности, найденной из уравнения (11.30), если учесть, что для устойчивого состояния скорость о>,- равна шт.
В системе второго порядка нет ни погрешности установившегося положения, ни рассогласования из-за отставания по скорости, а имеется рассогласование из за отставания по ускорению.
382
Динамические погрешности. Характеристики сервомеханизмов в неустаноьившемся режиме могут быть установлены при использовании частотных характеристик. Выше уже было показано, как определяются резонансная частота и высшая точка резонанса при использовании окружностей М. Было установлено, что максимальный заброс при переходном процессе соответствует высоте резонансного пика частотной характеристики, а частота колебаний при переходном режиме близка к резонансной частоте. Известно также, что для данной высоты резонансного пика системы с высокими резонансными частотами оказываются более быстродействующими, чем системы с низкими резонансными частотами. Представляется полез ным подвести итог изложенному выше анализу.
Анализ сервомеханизма с помощью теории следящей системы требует следующих действий:
1. Устанавливается дифференциальное уравнение, описывающее взаимосвязь между выходной величиной и входным сигналом. Это уравнение должно быть линейным дифференциальным уравнением с постоянными коэффициентами для того, чтобы могла использоваться теория линейных следящих систем.
2. В линейном дифференциальном уравнении функции времени / (/) заменяются функциями комплексной переменной f (s) с помощью оператора Лапласа. Величины / (s) находятся по таблицам перевода функций.
3. Полученное в результате алгебраическое уравнение может подвергаться преобразованиям по обычным алгебраическим правилам. Находится отношение выходной величины к входному сигналу. Это будет передаточной функцией системы.
4. Для исследования переходного процесса в передаточную функцию системы вводится желаемая форма входного сигнала
5. Обратное преобразование Лапласа, получаемое из таблиц, позволяет вернуться к функциям времени.
б. Для исследования динамики оператор s в передаточной функции системы заменяется на /о». Полученная в результате частотная характеристика изображается векторами на комплексной плоскости.
7. Для определения рассогласования (погрешности) и устойчивости механизма находится контурная передаточная функция. Для этой цели существуют три способа:
а) аналитический с помощью преобразованного дифференциального уравнения для разомкнутой цепи с заменой s на /о>;
б) аналитический, использующий выражение контурной передаточной функции1
1 - (£)лн'
1 Следует помнить, что вследствие использования оператора /се функция эта является векторным, а не скалярным отношением.
383
если АН - 1, тогда контурная передаточная функция равна прямой передаточной функции KG;
в) экспериментальный способ,при котором к механизму с разомкнутым у дифференциала контуром подводится синусоидальный входной сигнал и замеряется амплитуда выходной величины и сдвиг фазы у дифференциала.
8. По контурной передаточной функции находится амплитуднофазовая характеристика и выполняется исследование с помощью обычных критериев. Поскольку передаточная функция выражается в векторной форме, то амплитуда и углы фазы должны опреде-
ляться согласно правилам векторного анализа.
Фиг. 11. 47. Графическое определение коэффициента усиления.
Улучшение характеристик сервомеханизма. Рассмотрение амплитудно-фазовой характеристики позволяет установить на правление, в котором требуется улучшение конструкции механизма Изменения с целью получения желаемых характеристик вызовут либо изменение масштаба, либо формы амплитудно-фазовой характеристики, либо того и другого вместе. Изменение масштаба известно как «установка усиления». При этом в неустойчивом сервомеханизме кривая KG мо
жет переместиться направо от точки — 1, ]0 и сервомеханизм станет устойчивым. Характеристики установившегося режима работы сервомеханизма могут улучшаться с увеличением коэффициента усиления Это особенно касается рассогласования из-за отставания по скорости, которое, как указывалось выше, является одной из характеристик сервомеханизма первого порядка. Такое изменение
характеристик сервомеханизма может осуществляться путем последовательного приближения, то имеется и другой способ, обеспечивающий большую точность.
Кривая KG (фиг. 11. 47) сначала наносится для коэффициента усиления, равного единице (К 1). Тогда линия ф проводится в виде касательной к желаемой окружности Мр (sin ф НМ). Затем чертится круг, который касается линии ф и кривой G, и проводится линия Р — Q перпендикулярно действительной оси. Коэффициент усиления, обеспечивающий желаемое Л4;„ определяется по
1
О — Q '
Подобный же метод используется для логарифмических частотных характеристик, этот метод здесь не рассмотрен.
Если установка коэффициента усиления недостаточна для удов летворения предъявляемых к механизму требований, то необходимо прибегнуть к изменению формы характеристики KG. Это также может выполняться двумя различными способами. Передаточная функция 384
системы может быть видоизменена введением в цепь устройства, имеющего особые передаточные функции. Кроме того, могут использоваться вспомогательные цепи, имеющие особые передаточные функции. В первом случае потребуется использование компенсирующих устройств с характеристиками, обеспечивающими либо опережение, либо запаздывание по фазе. При этом видоизменяется частотная характеристика в полярных координатах и используются более высокие коэффициенты усиления, это было бы возможно в некомпен-сируемых системах. Такие приспособления в теории переменного тока известны как фильтры высоких и низких частот. Каждый инженер-электрик знает, каковы эти фильтры, но их механические аналоги не так общеизвестны. Могут быть использованы в комбинации упругость и сопротивление для получения необходимой характеристики. На фиг. 11. 48 показана схема основной механической системы опережения по фазе или фильтра высокой частоты.
Уравнение для передаточной функции этой системы [13 ] имеет следующий вид:
У _ 1 + ТД5 X 1 -у T2S ’
И = (11.46)
где Х2 Сд/К',
Сд — линейный коэффициент демпфирования;
К — линейный коэффициент жесткости.
При бесконечной частоте коэффициент усиления этой системы равен (а -|- Ь)/а; при нулевой частоте он равен единице.
Уравнение (11. 46) приближается к характеристике «пропорциональная плюс производная», известной в технике регулирования, если величина т2 становится так мала по отношению к единице, что у/х приближается к 1 + туз.
Имеем
У (s) = х (s) + тух (s)s; (11. 47)
Фиг. 11. 48. Механическая система для получения опереже ния го фазе:
1 — дроссель; 2 — пружина.
/7 v*
(11.48)
Физически эта характеристика неосуществима, поскольку она привела бы к бесконечно большой выходной величине.
На фиг. 11.49 дана частотная характеристика для уравнения (11. 46) Физические свойства фильтра высокой частоты могут выводиться из уравнения (11. 48) по следующим соображениям: когда входной вал х колеблется при очень высокой частоте, тогда сопротивление демпфера, которое зависит от скорости, становится очень большим. В результате колебания выходного вала будут происходить вокруг опоры А с механическим усилением (а + У)!а. Но в том
25 эрнст 12П 385
случае, когда входной вал х движется очень медленно, тогда весь механизм движется как одно целое и выходная величина равна входной. Это соответствует уменьшению усиления от (а + Ь)/а до единицы.
Фильтр низкой частоты или система запаздывания имеет основную передаточную функцию
1 I-
1 + T2S
Фгг. 11. 49. Амплитудно-фазовая характеристика Для системы, изображенной на фиг. 11. 48.
(1 I. 49)
Фиг. 11.50. Механическая система для получения отставания по фазе.
Если условиться, что т2^> 1, тогда
Фиг. 11.51. Амплитуднофазовая характеристика для системы, изображенной на фиг. 11. 50.
тогда
y(f) =^Л-(О +4' W
Получается характеристика, известная как «пропорциональная плюс интегральная». Эти характеристики играют важную роль в технике регулирования автоматических систем управления и изо хронных регуляторов. Регулирование по интегралу устраняет рассогласование в положении и погрешности из-за отставания по скорости, имеющиеся в системах нулевого и первого порядка.
Можно изготовить чисто интегрирующую систему или фильтр низкой частоты На фиг. 11. 50 приведена схема для такого механического устройства. Его дифференциальное уравнение будет следующим:
Ks(x-y) = Ca^. (11.52)
Передаточная функция выражается у 1 X I + TS’ Сд где т = -Д . As На фиг. 11.51 дана частотная характеристика
(11.53)
386
Физические свойства системы можно проследить следующим образом. Если входной элемент х колеблется быстро, тогда сигнал не достигнет выходного элемента, но если х перемещается медленно, тогда механизм перемещается как одно целое и выходная величина будет равна входному сигналу.
Введение в цепь устройства с действием по производной вызывает опережение по фазе и вращение векторов более высокой частоты против часовой стрелки совместно с уменьшением амплитуды при более низких частотах. Такое действие подобно действию устройства с вязким трением, т. е. равносильно демпфирующему эффекту.
Интегрирующие устройства вызывают запаздывание по фазе или вращение вектора по часовой стрелке и значительно уменьшают амплитуду при высоких частотах. Интегрирующее устройство позво-* ляет устранить установившуюся погрешность, но ухудшает устойчивость системы.
Фиг. 11.52. Структурная схема системы с дополнительной обратной связью.
Вспомогательные цепи. Вместо установки последовательно с основной системой устройств для сдвига фазы или уменьшения амплитуды колебаний подобный же эффект может достигаться включением компенсирующего устройства параллельно с одним или более из основных элементов.
Соответствующие изменения передаточной функции могут определяться посредством ранее выведенных соотношений и будут объяснены на примере структурной схемы фиг. 11. 52. Контурная переДгточ-ная функция системы без вспомогательной цепи
- KiGi/GGJC/c- - (11.54)
Пусть вводится вспомогательная цепь с передаточной функцией обратной связи Аг1Ц, параллельной элементу K3G3 Тогда элемент с обратной связью становится совершенно независимой следящей системой с передаточной функцией системы K3G3/(1 -|-+ /GGsXj/Yi) [см. уравнение (11.40)]. Приведенная передаточная функция должна заменить в уравнении (11. 54) член K3G3.
Следовательно:
£-X.<W. (11.55)
Полученная на основании передаточной функции (11. 55) частотная характеристика не является простым отношением векторов и поэтому трудно наглядно представить . влияние передаточной 25* 387
функции обратной связи. Ее влияние лучше всего изучить по обратной передаточной функции цепи Е/0 0, которая имеет следующий вид:
е0 ~ Kfi-K.GiK-iG3
Эта передаточная функция может быть преобразована следующим образом:
ё7 лЖгг (“КзоТ + А1771) ’ (11.57)
Тогда в частотной характеристике Д1Я1 является вектором, складываемым с 1/K3G3. Этот вектор сместит обратную амплитудно-фазовую характеристику от критической точки—1,/0. Одной из наи-
Фиг. 11. 53- Гидравлическая обратная связь по Скорости гидромотора.
более часто используемых вспомогательных цепей является обратная связь по скорости. В этом случае вектор А-ьНу имеет вид 4!/ (со).
Это означает, что вектор переместит амплитуд нс-фгзовую характеристику вертикально вверх в направлении +/.
Следящая система по скорости хорошо известна инженерам-электрикам, использующим тахогенераторы, э. д. с. которых про порциональна скорости вращения. Система регулирования Oilgear DY, по
казанная схематично на фиг. 7. 82, использует этот метод стаби-
лизации.
На фиг. 11. 53 дана схема гидравлической системы с обратной связью по скорости. Регулирующий золотник при наличии рассогла
сования перемещается рычагом, что позволяет направить поток жидкости к гидромотору ГМ. К этому гидромотору присоединяется маленький насос Р, который нагнетает расход масла, пропорциональный
скорости вращения насоса.
Масло от насоса подводится к поршню, который двумя встречными пружинами устанавливается в среднее положение. Поршень является плавающей опорой для рычага передачи рассогласования. Выход для потока масла из полостей цилиндра, в котором расположен поршень, регулируется вентилями. Вентили позволяют регулировать «усиление» системы обратной связи. В зависимости от открытия вентилей обратный сигнал, создаваемый насосом Р в виде давления
388
с одной из сторон поршня, сократит рассогласование или воздействующий сигнал для гидромотора.
Сервомеханизм, насос-гидромоюр. В разделе 8. 2 были рассмотрены гидропередачи с замкнутой цепью. Такие передачи дают возможность точного регулирования скорости вращения выходного вала при использовании передачи в качестве коробки скоростей с бесступенчатым регулированием.
Другая возможность использования таких передач может быть в механизме регулирования положения с обратной связью, особенно для тех случаев, когда имеют место большие моменты и передается значительная мощность. К. п.д. такого механизма весьма высок, так как в нем нет потерь на дросселирование. Конструкция таких механизмов напоминает конструкцию передач, описанных в главе 8; в них используются как отдельные агрегаты, так и объединенные гидропередачи.
Все эти механизмы, естественно, должны иметь какое-либо устройство для обратной связи, которое может быть как механическим, электрическим с потенциометрами или гидравлическим, как например система Oilgear Hytac. Ниже будут рассмотрены динамические характеристики гидропередачи или механизма регулирования положения с помощью теории следящих систем.
Уравнение (11 19) описывает поведение упрощенного механизма, показанного на фиг. 11. 38.
Рассмотрим действительный механизм, имеющий инерцию, упругость и утечку.
Влияние инерции проявляется в образовании крутящего момента на выходном валу, выраженного следующим образом’
= (Н 58)
Влияние упругости состоит в угловом запаздывании выходного вала, которое можно представить в виде
Mo^Ks(0'-eo), (11.59)
где Ks — коэффициент жесткости;
Оо --- угловое перемещение бесконечно жесткой системы
Утечка пропорциональна давлению и может быть выражена следующим образом:
Oz = CtAp, (11 СО)
где Сс — гидравлическая «проводимость», размерность которой зависит от принятой размерности давления; Ар и Л40 связаны уравнением
М = qR&p, (И. 61)
где qR — объем жидкости, приходящийся на 1 радиан поворота вала мотора.
Уравнение (II. 19) может быть теперь переписано 0 учетом влияния утечки, инерции и упругости.
389
Выражая утечку в виде потери скорости поворота вала мотора в радианах на секунду, получим
0О)--^. (11.62)
Используя уравнения (11. 50), (11. 59), (11. 61) и (11 62), имеем
0о~ Rs-1 + W + "ЛЯ =- "ЛЯ; (11.63)
e0(sV-+^s4-| S0O-I 0)^9,, -о)рСД. (11.64) 7X5 Q D
Передаточная функция системы становится следующей:
9о /sj .____________<j>pCs__________
°' ; (.Ж\)ь3 s к ЫрС, '
Частотная характеристика имеет следующий вид:
) (ЖО (jw)3-|-(/«О2 | /<о j <орС\ Конт\рная частотная характеристика становится.
KQ __________тр^ч_______________
1 — (ОуО/) (ЖО (/w)3 I ( ccj/q\] (jl»)* -I- jw
(11.65)
(11.66)
(11.67)
Контурная частотная характеристика может быть исследована на устойчивость и погрешность.
В этом случае воспользуемся аналитическим методом исследования
Критерий Найквиста утверждает, что для ср = 180й величина Кб должна быть меньше 1. Теперь определим абсолютную величину KG при угле <р — 180°. Это можно осуществить с помощью
Фиг. 11.54. Определение абсолютной величины передаточной функции.
диаграммы па фиг. 11. 54 и следующих операций.
Сначала упростим контурную частотную характеристику следующим образом:
KG________________, ( 1 1.68)
(jw)3g3 I- ()<o)'-ff3 -Г J0)
go wpC4; g3 X; g2 = тг • As Vr
Теперь в знаменателе выполним векторное преобразование:
ЖЛ = L 3 -90°;
i(/®)ag2| = Д 2 90 ;
I/®; = «.4 90°. . . ..
390
Из диаграммы видно, что
|(Wfe l-(/“)2 I' jw| - |/ (со — со3#3)2 (со2#»)2 (11.69
I KG I - - ,<г :--’ (И.70)
1 К (СО — <О3йз)“ — (<o2g2)‘ V '
(180 --arctg^- ~^3g3j . (11.71)
Для ср 180 , <0 - 0>3£f4
arctg-------5—— О
Имеем |ЛЮ| < 1 или ______________________________£о К (ю — co3g3)2 (<o2g.2)2
заменяя со2 = 1/#3, имеем
£«£& <" ]
#2 * ’
Повторная замена #0; #2 и #3 дает
(11.72)
(11.73)
(И.74)
откуда следует, что невозможно увеличивать коэффициент усиления со.,С, свыше определенного предела, не нарушая устойчивость.
Устойчивость можно улучшить увеличением утечки Сс или жесткости Ks, или того и другого вместе. Тот факт, что увеличение утечки стабилизирует неустойчивую систему, известен инженерам-гидравликам в течение ряда лет. При введении с помощью байпаса искусственной утечки жидкость должна быть достаточно вязкой, чтобы не нарушалась линейность системы.
Погрешность рассогласования можно выразить:
£ jco(/co3g3-| /T)g2 7 1) 9,) й»
Если /со равен нулю, то и Е будет равна нулю.
Погрешность из-за отставания по скорости —#0 -- сорС0 — такая же, как в ранее рассмотренной идеализированной системе.
Необходимо заметить, что такой вывод является справедливым до тех пор, пока нагрузка на двигатель зависит от времени, т. е. пока /со (или s) имеется в числителе уравнения (11. 75). Если механизм должен выдерживать внешний крутящий момент, который не зависит от времени, тогда из за утечки возникает установившаяся погрешность.
(11.75)
391
Из практики хорошо известно, что поршни насоса при нагрузке на двигатель должны иметь малое перемещение, так называемый скользящий ход. Для обеспечения этого скользящего хода необходима погрешность рассогласования.
Переходная характеристика может определяться из частотной характеристики [уравнение (11; 66)]. На фиг. 11. 54 показано, что отношение амплитуд на частотной характеристике составляет
| -N = . (11.76)
IM /(О — ®3ёз)'г + (ёо — w2g2)a
Заменяя параметры g0; g2 и g3, можно определить резонансную частоту и максимальную величину рассогласования. Более простым был бы метод построения KG и по уравнениям (11. 70) и (11. 71) в виде амплитудной и фазовой характеристик и определения М., и Эр с. помощью окружностей М.
Сервомеханизмы, управляемые золотниками. В большинстве гидравлических сервомеханизмов используются золотники управления с обратной связью. Такой золотник по конструкции похож на золотники, описанные в главе 10. Для этой цели используются золотники, действующие по типу трехходовых и четырехходовых распределителей.
Устройство, показанное на фиг. 7. 77, принадлежит к первому типу.
Сервозолотники могут быть «открытыми в среднем положении» или с небольшими отрицательными перекрышами, причем отрицательные перекрыши составляют 0,05 мм или меньше. «Идеальным» является золотник с нулевыми перекрышами. Золотники с положительными перекрышами выполнены по типу «закрытого в среднем положении».
Как было показано в главе 7, оказывается практически невозможным сконструировать «идеальный» золотьик вследствие неизбежных производственных допусков.
Золотник с положительными перекрышами приводит к образованию мертвой зоны в центральном положении. По этим причинам большинстве выпускаемых золотников имеет отрицательные перекрыши.
Все сервозолотники по своему действию аналогичны действию мостика Уитстона, состоящего из постоянного и регулируемого сопротивлений. Одно или более плечей мостика могут иметь переменное сопротивление, например в золотнике четырехходового типа с отрицательными перекрышами одновременно изменяются четыре сопротивления. В «идеальном» золотнике, или золотнике с нулевыми перекрышами, действуют два последовательных сопротивления для одного направления движения.
В золотнике трехходового типа изменяются два сопротигления. Возможна модификация такого золотника, при котором одно сопротивление выполняется постоянным, а переменным служит только второе сопротивление. Схема соответствующего механизма двойного действия показана на фиг. II. 55.
392
Разновидностью сервозолотников являются сопло-заслонка и струйная трубка. На фиг. 11. 56 изображена схема сопла-заслонки. Подобно поршневому золотнику с открытым центром здесь поддерживается непрерывный поток жидкости в резервуар из двух противоположных отверстий.
Перемещением заслонки, расположенной между отверстиями, изменяется гидравлическое сопротивление отверстий. Эго устройстве аналогично мостику Уитстона с двумя постоянными и двумя переменными плечами. Струйная трубка, показанная на фиг. 11. 57, имеет-поворотную трубку, действующую как сопло. Кинетическая энергия жидкости, нагнетаемой из поворотной трубки, снова превращается в энергию давления в конических каналах. Величина
создаваемого давления зависит от углового перемещения конца
Фиг. 11.55 Гидропилиндр двои -ного действия с одним переменным сопротивлением.
трубки относительно соответствующих каналов
Фиг. 11 55. Сопло-заслонка.
Оба устройства, непригодные для управления большой гидравлической мощностью, нашли широкое применение как усилители первой ступени или вспомогательные (пилотные) воздействующие устройства для поршневых сервозолотников.
Существуют два основных типа сервозолотников: золотники для регулирования подачи и регулирования давления. Золотник для регулирования подачи обеспечивает на выходе подачу жидкости, пропорциональную входному перемещению при постоянном перепаде давления от нагрузки. Золотник для регулирования давления обеспечивает давление, пропорциональное входному перемещению при постоянном расходе жидкости. Золотники для регулирования подачи имеют высокое сопротивление и наиболее пригодны при нагрузках на сервомеханизм, не зависящих от времени. Золотники для регулирования давления имеют низкое сопротивление и в высшей степени чувствительны к нагрузке.
В большинстве сервомеханизмов используются золотники для регулирования подачи, которые здесь описываются более подробно. Будут исследованы условия работы различных золотников четырехходового типа путем использования аналогии с мостиком Уитстона.
393
Зависимость давления от расхода в четырехходовых золотниках. На фиг. 11. 58 схематично изображен четырехходовой золотник и аналогичная его схеме схема мостика Уитстона.
Течение жидкости в золотниках такого типа подробно исследовалось Блэкборном [14]. Результаты, полученные им, будут вкратце воспроизведены здесь в несколько преображенном виде.
Расход через любое из отверстий обычно может выражаться как
О -?^-
V % •
(11.77;
где 7? — сопротивление отверстия;
----коэффициент, включающий
Vo вления отверстия;
Fu — площадь отверстия;
коэффициент сопроти-
Фиг. 11. 57. Струйная трубка.
Фиг. И. 58. Гидравлический аналог мостика Уитстона.
Для упрощения расчетов заменим К на его обратную величину, которую назовем гидравлической «проводимостью» (Сд K0F0). В случае «идеального» золотника с нулевыми перекрышами проводимости двух плеч становятся нулевыми для любого перемещения х золотника. Поток жидкости проходит тогда через одно плечо мостика в гидромстор ГМ, а из гидромотора через диаметрально-противоположное плечо к резервуару. Поскольку каналы двух диаметрально-противоположных плечей выполняются равными, имеем
Qm — Сх (ps — Ру)
С - с2хр2____________
2(?т-сл[л-(щ-Р2)1 ’ (11.78)
При рг — рг -- р,п -- перепаде давления в гидромоторе, получим
(Н-79)
341
где Сх = K.,Fо = K„bx — периметр отверстия золотника, а х -перемещение золотника из нейтрального положения.
Уравнение (11. 79) может быть приведено к безразмерной форме.
Это сделано в указанной выше статье Блэкбориа.
Некоторые параметры имеют важное значение для анализа динамики золотников. Этими параметрами являются следующие:
коэффициент усиления по расходу равен KQ = —Для рт — const;
статическая жесткость равна Кр — Для х — 0;
наклон кривой давления в зависимости от расхода д. . --для х — const.
Тогда имеем
А'о (11.80)
Кр - СО . . . ; (11.81)
^/д(П-82)
4 V (B.S — Р„;)/2
Рассматривая теперь золотник с отрицательными перекрышами, заметим, что возможны два случая. Золотник может либо питаться от источника постоянного давления с величиной расхода, ограничиваемой сопротивлениями золотника и нагрузкой, либо к золотнику подводится постоянный расход, причем давление устанавливается сопротивлением золотника и величиной нагрузки.
В первом случае записывается снова уравнение расхода, по па этот раз с учетом проводимости всех плеч мостика и равенства диаметрально-противопложных проводимостей.
Если отрицательное перекрытие обозначим через //, то получим
Qrn = (« -I- <) V Ps — Pl — Kub (и — .г) 1 pr (И. 83)
Кроме того,
Рт = Р1~ р*:,
Ps = Р1 + Pi-
Следовательно,
л _ /Ч + Рт .
"i 2
„ _ Ps — Рт .
— 2 ’
Q,u = К,Ь {и х) У ------------КйЬ (и - д-) | (11. 84)
* Знак при Kq/p должен быть плюсом, так как величина проводимости Сх не может быть отрицательной.
395
Коэффициент усиления по расходу
kq = кйь | у -Р^Р^ + у.Р'+Р".].
Для рт ~ 0 это уравнение сокращается до
Ко = КвЬ у'2р~.
Статическая жесткость
г 2р’
*р = V
Наклон кривей расхода в зависимости от давления
is ___ I_______и х____ । и X
Q/p~ о [ g _ рт) 2 |Л2 + рт). ’
(11.85)
(11.8G)
(11.87)
(11.88)
Для р„ = О это уравнение сокращается до
С'89»
Для второго случая (постоянный расход) уравнения могут быть записаны в следующем виде:
Qf Q2l Zl ( Г,П,
Рт Р1~р2=^_ х)|2 [/(„б (И + ЛГ)]2 ’ О1-90)
НО
Q_ Qs 4“ Qm . z-j __ Qs Qm .
1 — 2 > V2 ~ 2
.. _ (Qs Qm)2_________(Qs 4- Q,n)“ ] । q,,
~ 4(K0ft(u-x)|2 ’ 4 [Aofr (u + x)l2 •
Коэффициент усиления по расходу можно получить дифференцированием неявной функции F (х, Qm) уравнения (11. 91), тогда
= —^7^-- (11.92)
дх df/dQ ' ’
Выполнив эту операцию, получим
dQm __ (Qs Qm)2 I (Qs 4- Qm)2 /1 j qo\
dx "" 2QS (u — x) • 2QS (u + x) ‘ ’
Это уравнение при pm = 0, т. е. Qm = 0, х = 0 сокращается до
= (И.94)
Коэффициент усиления по расходу теперь не зависит от рт и нелинейной функции перемещения х золотника. Таким образом, характеристика этого золотника совершенно отличается от такой же характеристики золотника постоянного давления.
396
Статическая жесткость
U2
X.-5W?- <"-93>
Наклон кривой давления в зависимости ст расхода снова можно
определить дифференцированием (11. 91) неявкой функции из уравнения
Wpm (11.96)
дрт dFid(Jm
или
IZ __________2 (/(06)? (Ц — х)8 (и + Х)8_ ... О7\
Л<3/р (U f-x)8(Qs- Qm) -t-(U--X)2 (ys + ym) • v >
Для x = 0 Qm — 0.
Эго сокращает уравнение до
«0,,= ^- (11.98)
Иногда для улучшения устойчивости на перепаде давления от нагрузки устанавливается шунт. Такой шунт может рассматриваться как сокращающий расход Qm или
Q,iS = Qm-^sy^ (11.99)
где Cxs — проводимость шунта.
Блэкборн исследовал также течение в «сопле-заслонке» как для постоянного давления, так и для постоянной подачи.
Выбор золотника, общие характеристики. «Идеальный» золотник имеет максимально-возможную статическую жесткость и, следовательно, наиболее пригоден для сервомеханизмов, для которых большое значение имеют способность к преодолению инерции нагрузки, сопротивление к помехам и минимальная статическая погрешность. Основными недостатками такого золотника являются слабая линейность и нулевой наклон кривой расхода в зависимости от давления в нейтральном положении, что снижает устойчивость.
Золотник постоянного давления с отрицательными перекрышами имеет большой коэффициент усиления по расходу, более устойчивый наклон кривой расхода в зависимости от давления и хорошую линейность при большинстве значений расхода. Этот золотник имеет нулевую статическую погрешность только для временных нагрузок, причем погрешность при сопротивлении или статической нагрузке является функцией статической жесткости золотника.
К такому выводу можно придти из следующих рассуждений. Для поддержания давления в гидромоторе, необходимого для восприятия статической нагрузки, золотник должен быть несколько смещен с нейтрального положения. Величина смещения Дх == (н/2) (для малых значений pm'ps).
Золотники с постоянным расходом и отрицательными перекрышами имеют плохую линейность и не пригодны для сервомеханизмов
397
высокой точности. Они часто используются для случаев, где не тре буется большая точность, например рулевое устройство на транспортных средствах. В таких системах насос практически разгружается, когда золотник находится в нейтральном положении. Там, где используется аккумулятор или насос переменной подачи с регулятором давления, идеальный золотник, несомненно, сократит потребление энергии. В большинстве случаев используется насос постоянной подачи с предохранительным клапаном. В этом случае не имеет значения, теряется ли энергия при прохождении потоком отрицательных перекрыт золотника или при сбросе жидкости через предохранительный клапан. Очень важно обеспечить необходимую подачу насоса для получения максимальной скорости действия сервомеханизма; в противном случае система постоянного давления станет системой постоянного расхода. В главе 7 было показано, что максимальное значение к. п. д. имеет место при рт 2/3ps.
Сопла-заслонки редко используются в устройствах высокой мощ пости, но зато часто в качестве первой ступени усилителя в двухступенчатых сервозолотниках. Для первой ступени усилителя должна использоваться система постоянного давления. Для мощных устройств существует разумный компромисс между «идеальным» золотником и золотником с отрицательными перекрышами.
Конструктивное выполнение сервомеханизмов, управляемых золотниками. Золотники, применяемые в сервомеханизмах, похожи по конструкции на описанные в главе 10 золотники управления, открытые и закрытые в центральном положении. Однако имеются отдельные элементы в их конструкции, которые требуют дополнительных разъяснений.
Как корпус золотника, так и сам золотник обычно изготавливаются из каленой стали; при этом часто используется отдельная рубашка для золотника. Допуски и зазоры в золотниках выполняются по более повышенным нормам, скорее по четвертой, чем по третьей категории 1 или даже выше. Необходим тщательный контроль за выполнением осевых зазоров, который не очень прост. В некоторых случаях вместо установки специального допуска оставляется небольшой припуск на поршне золотника при изготовлении, и окончательная шлифовка проводится для получения размеров, применимых в конкретном случае использования золотника. Обратная связь может осуществляться соответствующей рычажной системой, связывающей сервомотор с золотником, как это схематически показано на фиг. 11. 59. Более приемлемым методом является жесткая связь поршня золотника с поршнем сервомотора; в этом случае обратная связь становится также жесткой и имеет отношение 1:1. Один из возможных методов осуществления такого устройства показан на фиг. 7. 77 в применении к трехходовому золотнику. Может быть также осуществлено такое устройство и для четырехходового золот
1 Имеются в виду категории допусков, принятые S. А. Е. Указанные категории (III и IV) приблизительно соответствуют нашим II и I классу допусков. — Прим, перев. ,
398
ника; в этом случае необходимо применение гибких шлангов или трубок для масляных линий. В золотнике такого типа коэффициент усиления по расходу может меняться путем изменения ширины прорезей золотника W (по окружности) Часто используются окна или прорези прямоугольного сечения, а также перекрытии с коническим участком для достижения более плавного изменения величины открытия. Отверстия кругового сечения в золотнике устраняют линейную связь между перемещением и площадью открытия; вместе с тем они часто применяются в золотниках по производственным соображениям.
Промышленные источники энергии обычно вполне приемлемы в качестве приводных, хотя в некоторых случаях может оказаться
необходимой фильтрация нежелательных частот (см. главу 8).
Рабочие давления берутся па усмотрение конструктора.
Ввиду чрезвычайно точных зазоров и допусков и существования явления «залипания» (см. главу 7) очень большую роль играет фильтрация масла. Весь расход масла, подаваемый к сервозолотнику, должен непрерывно, фильтроваться. Обычно пользуются
Фиг. 11. 59, Сервозолотник с рычажной обратной связью от гидроцилипдра.
десятимикронными фильтрами, но, если допустимо, предпочтительнее пятимикронные.
Нагрузки на сервозолоткики. При описании конструкции золотников управления (см. главу 10) упоминалось, что золотники могут подвергаться действию сил, даже если они рассчитаны на полное гидростатическое равновесие. Этот факт имеет значение для определения усилия, необходимого для перемещения обычных золотников управления и приобретает особую важность для сервозолотни-ков, которые должны реагировать на очень слабые сигналы. О природе и величине действующих на золотники сил имелось очень мало сведений до тех пор, пока исследования Блэкборна и Ли [11 ], [13] и [14] не дали освещения этого вопроса.
Нагрузки на золотники носят гидростатический и гидродинамический характер. Гидродинамические силы, так называемые. силы Бернулли, вызываются реакцией струи жидкости, выходящей из от-, верстий в корпусе золотника. Струя наклонена к оси золотника под углом 69° (фиг. 11. 60). Образуются две силы, одной из которых является «упругая» сила, зависимая от. смещения золотника. Эта сила имеет величину
RT =---2Q V Qpv cos 0. (11.100)
Формула (11. 100) справедлива для «идеального» золотника илй золотника с отрицательными перекрышами за пределами нейтрального положения золотника.
39V
Q — полный расход через золотник, a pv — полный перепад давления в золотнике (на два последовательных отверстия). Знак минус указывает, что эта сила стремится возвратить золотник в нейтральное положение. По величине сила пропорциональна перемещению золотника. Можно записатв следующее выражение:
Q = CF0/^. (11.101)
Подставив уравнение (11. 101) в уравнение (11. 100), получим при С — 0,05 и cos 69° = 0,36
RT -= 0,468F0pt. = 0,46&7\л. ' (11. 102)
Кроме того, возникает сила, зависящая от скорости золотника и имеющая величину
/?D= Cb]/~2bpQL^-, (11.103)
здесь Rd — сила, приходящаяся только на один бурт золотника; Др — перепад давления на одной кромке золотника;
L — «длина демпфирования» или расстояние между центрами входного и отводящего отверстий (см. фиг. 11.60). Если L положительная величина, тогда RD величина положитель-неустойчивость, так как сила увеличивается в направлении перемещения золотника. L будет положительной, когда поток через отверстия направлен внутрь к оси золотника и наоборот. Поскольку обычный четырехходовой золотник имеет два отверстия, то длины L будут с противоположными знаками. Для определения действующей на' золотник силы необходимая длина находится как алгебраическая сумма двух длин каждой камеры золотника. Если конструкция золотника такова, что ве
личина L отрицательна, тогда золотник будет устойчивым.
Блэкборн и Ли [11] предложили оригинальную конструкцию золотника, при которой практически полностью устраняются силы Бернулли [уравнение (И. 102)]. Дополнительные сведения могут быть получены из статьи Кларка [12].
Силы Бернулли могут также использоваться для компенсации коэффициента усиления второй ступени двухступенчатого сервозб-лотника. Как видно из уравнения (11. 102), сила Бернулли пропорциональна падению давления в золотнике и может, следовательно, использоваться для сокращения хода золотника при увеличенном перепаде давления и, таким образом, устранить повышение в коэффициенте усиления, который в противном случае имел бы место.
Гидростатические или защемляющие силы в течение долгого времени наблюдались на неподвижных золотниках. Хорошо также 400
ная и возникнет
Фиг. 11. 60 Направление потока жидкости в золотнике.
известен способ уменьшения этих сил с помощью кольпевых канавок на поршне золотника. Явление защемления золотников также было исследовано Блэкборном [14]; основные положения этого исследования приводятся здесь. Блэкборн показывает, что при любой конфигурации поршня, имеющего осевую симметрию, или при эксцентричном положении строго цилиндрического поршня боковая сила отсутствует. Однако на конический поршень при эксцентричном положении, перекошенный строго цилиндрический поршень или поршень с заусенцами всегда действуют значительные боковые силы. Сила, действующая па конический поршень, определится из следующего:
XLrbAp Г j--- 26+ й _1 (11. 104)
2? [ К (2d 4- ф2 — 4е2 7
где L — длина поршня вдоль оси;
г — радиус поршня;
b — изменение радиуса на всей длине поршня;
Др — перепад давления на поршне;
е — смещение оси поршня от оси цилиндра;
б — радиальный зазор со стороны основания конуса при концентричном поршне.
Следует заметить, что если у основания конуса действует более высокое давление, то поршень неустойчив и будет прижиматься к стенке цилиндра. Наоборот, поршень, обращенный вершиной конуса к более высокому давлению, будет стремиться центрироваться. Отсюда видна возможность применения самоцентрирующегося конического золотника; такие золотники были испытаны. Однако изготовление золотников с очень малой конусностью затруднено; кроме того, поршень такого золотника, естественно, применим только для определенного направления перепада давления. В настоящее время высокая точность и чистота обработки цилиндрических золотников и применение круговых канавок остаются лучшим вариантом решения задачи.
Электротидравлические сервозолотники. В сервомеханизмах, ранее рассмотренных, предполагалось, что подводимым сигналом служит механическое перемещение. Считалось также, что перемещение на входе равнялось перемещению на выходе. Однако многие сервосистемы работают от сигналов, отличных от механического перемещения.
Входной сигнал может быть любой физической величиной: давлением, температурой, светом или может быть слабой силой, такой, которая создается гироскопом и т. д. Был найден способ приведения всех этих физических величин к общему сигналу, который создается электрическим напряжением. Даже если входной сигнал является чисто механическим перемещением, может оказаться удобным превратить его в напряжение, которое легко передавать и легко преобразовывать. Тогда потребовалось устройство, которое превратило бы
26 Эрисг 1211 401
электрическую мощность в гидравлическую—электрогидравлический преобразователь. Необходимость в таком электрогидравлическом преобразователе была впервые вызвана работами по управляемым снарядам. Эта работа привела к созданию между 1951 и 1952 гг. электрогидравлического сервозолотника в Mcog Valve Company. С тех пор новая отрасль промышленности сделала большие успехи, так что к 1956 г. около двадцати различных компаний выпускали сервозолстники для военных и гражданских целей.
В 1955 и 1956 гг. Wright Air Development Center предпринял обширное исследование по состоянию изготовления электрогидрав-лических сервозолотников и изучению ряда типовых золотников. Эти исследования были проведены Р. Ё. Боджаром, Б. А. Джонсоном и Ли Шмид.
Значительная часть сведений, содержащихся в этом разделе, основывалась на этом фундаментальном исследовании.
Электрогидравлический золотник расположен в цепи золотника управления с электрическим приводом. Электрогидравлический усилитель выполняется в виде прецизионного трехходового или четырехходового обычно с нулевыми перекрышами (±0,0051 мм) золотника; некоторые золотники изготавливаются с отрицательными перекрышами. Электрическим воздействующим устройством служит электромагнит, выходная мощность которого пропорциональна дифференциальному току, подводимому к устройству.
Переменное усилие смещает золотник, преодолевая натяжение пружин. В результате выходной сигнал в виде гидравлической мощности пропорционален дифференциальному току. Существуют одно и двухступенчатые гидроусилители. Золотник одноступенчатого гидроусилителя непосредственно приводится от электромагнита. В двухступенчатом золотнике используется усилитель первой ступени, обычно типа сопла-заслонки. Между первой и второй ступенями должна быть обратная связь, которая осуществляется механически по положению или в виде силовой обратной связи, или электрическими средствами через потенциометры.
Более часто обратная связь осуществляется созданием в первой ступени разности давления по схеме, аналогичной мостику Уитстона.
Эта разность давления используется для управления фиксируемого встречными пружинами золотников второй ступени.
Постоянное отверстие в соплах первой ступени гидроусилителя имеет диаметр порядка 0,12 0,13 мм, тогда как зазор в среднем
положении между соплом и заслонкой равен около 0,025 мм.
Разность тока, необходимая для приведения з действие золотников, порядка 40 ма для одноступенчатых и 15 ма для двухступенчатых гидроусилителей. Зона нечувствительности золотника составляет около 0,5%. Гидравлический усилитель имеет высокие динамические характеристики. Небольшие гидроусилители действуют при частотах до 100 гц и пропускают расходы до 2,5 л!сек при частоте колебаний 40 гц. Постоянные времени таких гидроусилителей от 2 до 5 мл. сек. Другими важными характеристиками для конструктора •102
являются утечка в нейтральном положении, гистерезис и пулевой сдвиг.
Утечка в нейтральном положении золотника зависит, конечно, от величины отрицательных перекрыш. Даже в золотниках с нулевыми перекрышами имеемся утечка и, таким образом, может теряться до 5% номинальной мощности. Гистерезис может определяться как контур, образуемый кривой расхода жидкости через золотник в зависимости от управляющего электротока при его повышении и понижении. Гистерезис хорошего экономичного золотника должен быть ниже 2%. Нулевой сдвиг—-смещение нейтрального положения золотника по отношению к положению, при котором разность управляющих электротоков равна нулю. В сервозолотнике предусматривается перестановка нуля для уничтожения такого сдвига.
Случаи использования. Первоначально электрогидравлические сервозолотники использовались для военных целей в авиации и управляемых снарядах. После усовершенствования золотников их использование распространилось па гражданскую промышленность,
Фнг. 11.61. В.’юк-схема системы управления станка:
1 — генератор электрического сигнала по накопленной информации;
2 — преобразователь сигнала от звена 1 в электрическое напряжение; 3 — сервопривод; 4 — резец.
причем самой важной областью использования, вероятно, была станкостроительная промышленность. Электрогидравлические сервомеханизмы применяются в станках с программным управлением, программа которых записана на пленке или перфорированных карточках, копировальных станках и различных машинах с автоматическим циклом работы.
Электрогидравлическое управление успешно применено также в гидравлическом прессе (см. главу 12). В области технологической обработки электрогидравлическое регулирование во многих случаях заменяет пневматическое. Нафиг. 11. 61 дана структурная схема типичной системы регулирования станка.
Первый блок представляет собой генератор сигналив. Он содер жит накопленную информацию в ферме магнитной ленты или перфокарточек или даже механический кулачок. За генератором следует преобразователь сигналов, который может быть устройством для считывания с магнитной ленты, контактным приспособлением для перфорированных карточек или кулачковым толкателем; выходной сигнал преобразователя сигналов будет переменным напряжением или механическим перемещением.
Выходное напряжение направляется в электрогидравлическую сервосистему, сердцем которой является электрогидравлический преобразователь или сервозолотник.
26* 403
На фиг. 11. 62 показана схема одноступенчатого гидроусилителя. Электромагнит переместит золотник с помощью механической системы на величину, пропорциональную величине дифференциального тока.
Двухступенчатый гидроусилитель имеет первую ступень усиления в виде вспомогательного пилотного золотника, обычно типа заслонки. Из фиг. 11, 63, видно, что заслонка приводится электромагнитом и регулирует два противоположных гидравлических сопротивления.
В таком устройстве, аналогичном мостику Уитстона, создается разность давления в рабочих камерах поршневого золотника второй ступени. Золотник второй ступени удерживается в среднем положении центрирующими пружинами. Когда поршневой золотник остановится в положении, пропорциональном данному угловому отклонению заслонки, создается силовая обратная связь.
Как указывалось выше, можно улучшить работу золотника компенсацией гидродинамической силы или коэффициентом усиления золотника. Компенсация гидродинамической силы потребовала бы обеспечения такой формы поршня золотника, при которой уравновесились бы силы Бернулли [161, 117L Тогда золотник может приводиться в действие с меньшей затратой энергии. При компенсации коэффициента усиления используется противоположный способ. Здесь силы Бернулли полностью управляются и используются для сокращения перемещения золотника при увеличении перепада давления на золотнике. Таким образом, выравниваются графики зависимости расхода от давления и достигается большая линейность характеристик (см. фиг. 11. 65).
Рассмотренные гидроусилители имеют золотники регулирования расхода жидкости. В этих золотниках обеспечивают расход жидкости на выходе, пропорциональный дифференциальному электротоку на входе при постоянном давлении нагрузки. Такой тип золотника наиболее распространен в сервосистемах. Благодаря высокому сопротивлению золотника на его характеристики не оказывают существенного влияния изменяющиеся хапактеристики нагрузки.
Золотник для регулирования давления обеспечивает давление на выходе, пропорциональное подводимому на вход электротоку при постоянном расходе жидкости. Этот золотник имеет низкое сопротивление и больше подходит для инерционных нагрузок. На фиг. 11. 64 показана схема золотника регулирования давления. Выходным сигналом первой ступени является разность давления (Api), которая пропорциональна подводимому к электромагниту дифференциальному току. Эта разность давления действует на противоположные площади (F2 — Fj) поршня золотника. Давление от нагрузки передается к противоположным торцам поршня золотника с площадью Fj. Таким образом, когда подводится дифференциальный электрический ток, золотник перемещается, пока сила Ар2-^1> создаваемая выходным давлением, не уравновешивает силу &pi (^2 — Fi), создаваемую первой ступенью усиления. 404
Фиг. 11.62 Однокаскадный гидроусилитель.
Фиг. 11. 64. Золотник для регулирс-вапия давления.
Фиг. И. 63. Двухкаскадный гидроусилитель.
Фиг. 11.65. Зависимость расхода жидкости от перепада давления для трех типов золотников:
I — золотник для регулирования расхода жидкости с некомпенсируемым усилением; 2 — золотник для регулирования расхода жидкости с компен сируемым усилением; 3 — золотник для регулирования давления.
Перепад даМени* от нагрузки
405
На фиг 11. 65 приведены характеристики различных золотников. Кривые давления — расход некомпенсированных золотников — являются параболами [см. уравнения (11.79) и (11. 83)1. Компенсация коэффициента усиления выравнивает эти кривые, так что расход почти не зависит от давления в пределах максимального изменения давления и от действия нагрузки (две трети от величины подводимого давления)
Характеристики . зо л о т н и к а, схема которого приведена на фиг. И. 64, показывают, что такой золотник может обеспечить почти постоянное давление на выходе при всех значениях расхода жидкости.
Динамика золотника. Передаточные функции сервозолотников обычно определяются экспериментальным путем. Поскольку поршневой золотник обычно не доступен для замеров, то расход на выходе замеряется как функция подводимого дифференциального тока, Золотник не может всегда рассматриваться как чистый интегратор расхода, поскольку условия потока зависят и от амплитуды сигнала, и от давления нагрузки.
Графики амплитуды и фазы имеются для всех золотников совместно со всеми другими важными характеристиками.
Фиг. 11. 66. Схема электрогидравлического усилителя Е 11089-44:
1 — дренаж; 2 — втулка золотника; 3 — поршневой золотник первой ступени; 4 — электромагнит; 5 — управляющее давление; 6 — рычаг обратной связи; 7 — главный поршневой золотник;
8 — подводимое давление.
Электрогидравлический усилитель фирмы Vickers, модель Е 11089-4А. Этот золотник сконструирован для промышленных целей. На фиг. 11. 66 приводится его принципиальная схема.
Золотник двухступенчатого типа с обратной связью по положению для второй ступени. Рычаг обратной связи передвигает втулку 406
цилиндрического золотника первой ступени. Особенность золотника состоит в возможности изменения коэффициента усиления второй
Фиг. 11. 67. Электрогидравлический усилитель Е 11089-4Л со снятой крышкой.
ступени регулированием обратной связи. Золотник может использоваться при максимальном расходе жидкости в 0,64 л!сек. Утечка
через золотник в нейтральном положении при давлении 18 кг!см2 составляет приблизительно 200 смя!мин. Зона нечувствительности золотника равняется приблизительно 1 ма. Максимальная подводимая сила тока около 40 ма вызывает перемещение золотника первой ступени приблизительно на 5,0 мм.
На фиг. 11. 67 показан общий вид золотника с электромагнитом,, у которого снята крышка. Для повышения динамических характеристик привода золотник может непосредственно присоединяться с помощью фланцев к гидродвигателю или цилиндру. Максимальное рабочее давление золотника 210 кг/см2. На фиг. И. 68 приведен график установившегося расхода жидкости через золотник в зависимости от изменения электрического тока, подводимого к электромагниту. График соответствует
Фиг. 11. 68. Статическая характеристика электрогидравличес-кого усилителя Е 11089-4А:
1 — входной сигнал; 2 — усилитель; 3 — электромагнит; 4—сервозолотник; 5 — гидромотор; 6— нагрузка; 7—источник давления.
отношению плеч рычага обратной связи 3,5 : 1, при которой коэффициент усиления равен приблизительно 15 смя/сек ма. Давление на-। рузки при испытании составляло около 2.8 кг/см2.
407
На фиг. 11.69 показана частотная характеристика главного золотника при том же коэффициенте передачи обратной связи. Для более низких отношений величина коэффициента усиления будет уменьшена и соответственно увеличится ширина полосы частот
На фиг. 11. 70 в логарифмическом масштабе приведены амплитудная и фазовая частотные характеристики золотника совместно
Фиг. 11. G9. Логарчфми’’еская амплитудно-фазовая актсристика главного золотника Е 11С89-4А. (постоянные параметры см. фиг. 11.70).
Фиг. 11 70. Логарифмические ампли-тудно фазовые характеристики электго-гидравлигеского усилителя Е 11С89-4А и мотора № 2003.
с двигателем. При этом соотношение плеч рычага обратной связи в золотнике сохранялось прежним.
(Рабочее давление Окг/см2, управляющее давление 70 кг]см-. вязкость масла 65 сст при 45° С, сжимаемый объем масла 92 см3, расход гидромотора 15,6 см3/об).
Гидроусилитель фирмы Minneapolis Honeywell. Это устройство
для регулирования станков состоит из электрогидравлического сервозслотника этой компании марки XVJ 302 и сервоусилителя полупроводникового типа марки XRJ301.
Золотник — трехходовой одноступенчатого типа. На фиг. И. 71 приведена выходная характеристика (расход — дифференциальный ток) этого золотника. Кривая в правой части графика получена путем подвода жидкости под давлением во входное окно и соединения окна цилиндра с резервуаром, находящимся под атмосферным давлением. Точно так же кривая в левой части получена при подводе жидкости под давлением в окно цилиндра и сообщения окна возврата
с резервуаром.
В нейтральном положении золотника за счет постоянного расхода жидкости на поршне воздействующего устройства обеспечивается разность давления 2:1. Размеры золотника показаны на фиг. 11. 72. Объединение этого устройства с усилителем XRJ 301 создает гибкую комбинацию, дающую возможность регулирования положения или скорости вращения гидромотора. На фиг. 11. 73 показаны блок-схемы трех различных вариантов использования устройства.
Динамика сервосистем с золотниковым управлением. Приведенные выше статические характеристики давления (расход для гид-
408
роусилителей) являются нелинейными, поэтому теория линейной следящей системы, которая основывается, на существовании линейного дифференциального уравнения с постоянными коэффициентами, казалось бы здесь не может применяться.* Для исследования ссрво-
Фиг. 11.71. Статическая характеристика гидроусилителя типа XV J 302 В1 с трехходовым золотником, вязкость масла 65 сст при 38° С.
Фиг. 11 72. Размеры распределителя XVJ 302 фирмы Munr.eapolis -Honegwill: итверстия для крепления; 2— слив; 3-канал к цилнкдру; <—кднал для управляющего давления.
систем с золотниковым управлением существуют нелинейные методы
анализа, но они достаточно сложны и либо занимают много времени, либо требуют применения счетных или
моделирующих установок. - е д гп г @
В то же время было установлено, ~Т
что линейная теория следящих систем
может использоваться для ограниченных режимов работы сервосистемы, в пределах которых характеристики золотника могут считаться линейными (теория малых отклонений). Если принять, что нагрузка у большинства сервосистем создает перепад давления ниже двух третей давления, под кото-
Фиг. 11.73. Блох схемы.
рым жидкость подводится к системе, то таксе допущение будет достаточно обосновано. При использовании линейной теории следящих систем Джонсоном [20], [21]
была получена передаточная функция для сервосистемы с золотни-
ковым управлением
Уравнение устройства, показанного на фиг. 11. 74, имеет следующий вид:
1 У5 Qm QcPm %3$Рт'
(И. 105)
409
где F — площадь поршня гидроцилиндра;
у — перемещение поршня гидроцилиндра;
Qi7J — объемный расход через золотник;
Сс — гидравлическая проводимость воздействующего устройства;
Кг — коэффициент сжимаемости, равный V/K', где
V — сжимаемый объем;
К' —модуль объемной упругости массы (см. главу 7);
перепад давления в полостях гидроцилиндра, создаваемый нагрузкой;
.s' - оператор Лапласа.
Фиг. 11.74. Динамика сервомеханизма с золотником.
Силы, действующие на поршень гидроцилиндра, определяются из следующего уравнения:
Ррт --- Ms" у | C<}sy I KSU, (И. 106)
'где М — масса нагрузки;
Сд — коэффициент демпфирования;
К — коэффициент жесткости нагрузки.
Для малых колебаний объемный расход жидкости через золотник приближенно находится следующим образом:
Qm -- KqX — Kq/p рт, (11.107)
где Kq = dQ/dx — коэффициент усиления золотника по расходу (предварительно определяется);
Kq/p — ciQ/dp — наклон характеристики золотника «давление — расход» (предварительно определяется);
х — перемещение золотника;
Из уравнений (11. 105)—(11. 107) находим передаточную функцию
Кб -
К(д-7/<3/и
3 , / I К \ „2 I I F2 КрК) \ , Ку Ki
’ " \ к* м ) V кям ) ' к3м
(11,108)
где К2 = Kq/p I Сс.
410
Необходимо заметить, что приведенная передаточная функция получена для разомкнутой системы. В замкнутой системе величина х была бы заменена Е, тогда
= (11.190)
Если передаточная функция обратной связи известна, то из уравнения (11. 109) можно получить контурную передаточную функцию и определить устойчивость и погрешность системы ранее описанным способом.
Передаточная функция (11. 108) соответствует входному сигналу в виде перемещения. В случае использования электрогидравличе-ского сервозолотника его коэффициент усилия заменил бы член Eq При этом перемещение поршня гидроцилиндра относилось бы к дифференциальному электрическому току, а передаточная функция сервозолотника выражалась бы постоянным коэффициентом усиления.
Принятые обозначения в анализе сервомеханизмов:
0,—входная величина в сад:
()0—выходная величина в рад;
С'( - передаточное отношение в процентах хода на радиан;
о;р — скорость вращения насоса в рад/сек;
ы1п — скорость вращения гидромотора в рад/сек;
(о, — скорость вращения сигнального вала в рад/сек;
s — оператор Лапласа в рад/сек;
А — угол в рад, а — амплитуда в рад. А — отношение амплитуд; т—постоянная времени в сек; l\s — коэффициент жесткости в кг/см, j — момент инерции в кг/сек2 • рад; Ср — коэффициент демпфирования в кг-сек/см <( — фаза в град;
j -
(и — угловая частота 2л/ в рад/сек;
— собственная частота в рад/сек;
Е— расссгласование (ошибка) в рад или см;
KG — прямая передаточная функция.
АН — передаточная функция обратной связи,
Сс — гидравлическая проводимость в смд/сек-кг;
Q—обт.мный расход в л/сек или см3/сек;
с/р — объемный расход в см3/рад;
Сх—гидравлическая проводимость отверстия в см3/сек-ке;
Fo — площадь отверстия в см2;
£з~~ параметры;
Кр — коэффициент усиления по давлению в кг/см;
Kq — коэффициент усиления по объемному расходу в см2/сек;
Kq/p — наклон характеристики расход—давление;
х—линейная подводимая величина в см;
и — отрицательная перекрыта в см;
Ь — периметр в мм;
у — линейная выходная величина в см;
индекс т—двигатель или нагрузка;
индекс s—система;
индекс v — золотник,
ill
Литература
1. По теории преобразования Лапласа
1 G а г d п е г М. F. and Barnes J. L. Transients in Linear Systems. John Wiley & Sons, Inc., New York 1942.
2. Churchill R. V. Modern Operational Mathematics in Engineering. McGraw-Hill Book Company, Inc., New York 1944.
II. По теории сервомеханизмов и системам с обратной связью
3. Гамы ни н Н. С. Основы следящего гидравлического привода. Оборонно, 1962
4. Жиль Ж-, Пелегр ен М., Д е к о л ь н П. Теория и техника следящих систем. Перев. с франц., Машгиз, 1961.
5. К у з о в к о в Н. Т. Теория автоматического регулирования, основанная на частотных методах. Оборонгиз, 1960.
6. Лещенко В. Л. Гидравлические следящие приводы для автоматизации станков. Машгиз, 1962.
7. Основы автоматического регулирования. Сб. под ред. В. В. Солодовникова, Машгиз, 1954.
8. Т h а 1 е г G. J. Elements of Servomechanism Theory. McGraw-Hill Book Company, Inc., New York 1955.
9. L a u e r H. R., L e s n i k ana Matson L. E. Servomechanism Fundamentals. McGraw-Hill Book Company, Inc., New York 1947.
10. Brown G S. and Campbell D, P. Principles of Servomechanisms John Wiley & Sons, Inc., New York 1948.
11. Chestnut H. and Mayer R. W. Servomecr.anisms and Regulating Systems Design. John Wiley & Sons, Inc., New York 1951.
III. Брошюры на основе журнальных статей
12. W о г I е у С. W. Basic Process Control, reprinted from Automation. April through October, 1955, Penton Publishing Company, Cleveland, 1955.
13. H a d e k e I P. Hydraulic and Pneumatic Servos, reprinted from Auto mation. October, 1954, through March, 1955. Penton Publishing Company, Cleveland, 1955.
IV. Статьи no динамике золотников
14. В 1 a c k b u r n J. F. Contributions to Hydraulic Control, 3, Pressure — flow Relationships for Four way Valves. Trans. ASME 75 (N 6), 1175—1180, 1953
15. Shearer L. I, Dynamic Characteristics of Valve-controlled Hydraulic Servo Motors. Trans. ASME 76 (N 6), 895—903, 1954.
V. Статьи no нагрузкам на золотники в установившемся положении
16. Lee S. Y. and Blackburn) F. Contributions to Hydraulic Ccntroi, 1, Steady-state Axial Forces on Control—valve Pistons. Trans. ASME 74 (N 6), 1005— 11011, 1952.
17. C 1 a r k R. N. Compensation of Steady-state Flow Forces in Spool-type Hydraulic Valves. Trans. ASME 79 (N 8), 1784—1786, 1957.
VI. Статьи no нагрузкам на золотники в условиях неуспшновившегося режима
18. Lee S. Y. and Blackburn J. F. Contributions to Hydrat lie Control, 2, Transient-flow Forces and Valve Instability. Trans. ASME 74 (N 6), 1013—1016, 1952.
19 В I a c k b i r n J. F. Contributions :o Hydraulic Control, 5, Lateral Forces in Hydraulic Pistons. Trans. ASME 75 (N 6), 1175—1180, 1953.
VII. Сервозолотники
20. J о h n s c n B. A. The Application of Electro-hydraulic Servo Valves to Industrial Control, Proc. 13th Natl. Conf Ind. Hydraulics, vol. 9, pp. 215—230, Chicago 1957.
21. J о h n s о n B. A. and Schmid L. Hydraulic Servo Control Valves. Wright Air Development Center, TR 55—29, pan II, ASTIA, N AD, 97222 August 1956.
Глава 12
ПРИМЕРЫ ПРОМЫШЛЕННОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ГИДРОПРИВОДА
12.1. Применение гидропривода в общем машиностроении
Заключительная глава данной книги будет посвящена описанию машин с гидроприводом и гидравлической системой управления, выпускаемых ведущими фирмами в этой области. Область промышленного использования гидросистем в настоящее время чрезвычайно возросла, поэтому в данной главе делается попытка показать и описать только некоторые из наиболее интересных случаев для озпаком ления читателя с тем, что уже сделано в этой области, с дальнейшими возможностями ее развития.
3 данной главе будут описаны системы, которые успешно работают в настоящее время. В соответствии с названием данной книги здесь будут рассмотоены только случаи промышленного применения гидросистем. Они включают в себя в основном гидроприводы и системы управления для таких агрегатов, как фрезерные, шлифовальные, продольно- и поперечно-строгальные станки и другое стандартное и специальное станочное оборудование. Другой широкой областью применения силовой гидравлики является различное процессное оборудование — гидропрессы, литьевые машины, машины для прессования изделий из пластмасс и т. п.
. 12. 2. Масляный гидропресс
Одно из наиболее интересных применений силовой гидравлики было сделано в связи с масляными гидропрессами. Гидравлический пресс всегда был и остается одним из наиболее полезных агрегатов в металлообрабатывающих и других областях промышленности. Более широкому применению этого агрегата мешала небольшая скорость действия, присущая этому виду машин, а также громоздкость систем управления. Развитие гидравлических систем, обладающих высокой скоростью действия и простотой регулирования привело к созданию современных масляных гидропрессов. В настоящее время гидропрессы выпускаются на широкий диапазон параметров,
4)3
снабжаются автоматическими системами управления, позволяют обеспечить любой характер работы и обладают такой производи тельяостью, которая во многих случаях превосходит производительность конкурирующего механического оборудования. Созданы гидросистемы большой сложности, обеспечивающие возможность осуществления многих операций, необходимых в металлообрабатывающей промышленности и других отраслях производства.
Гидропрессы выпускаются на диапазон усилий от 1 т и ниже для малых правочных прессов с ручным управлением, до 5000 и 10 000 tn в гигантских прессах, оборудованных полностью автоматической системой управления.
Габариты этих прессов находятся также в весьма широком диапазоне. ограниченном лишь производственными возможностями фирм-изготовителей и возможностью транспортировать детали таких прессов.
Малый правочный пресс. На фиг. 12. 1 показан гидропресс, выполненный по типу «гусиной шеи» и предназначенный для правки валов и штоков и оборудованный соответствующими крепежными приспособлениями для этой цели Эта машина приводится с помощью двухпоточной насосной системы с сервоуправлением и имеет либо ножное, либо ручное управление.
Схема масляной гидросистемы этого агрегата показана на фиг. 12, 2.
В агрегате имеется поршневой насос высокого давления и шестеренный насос низкого давления для быстрого перемещения поршня гидроцилиндра.
При повороте рукоятки крана от I ко II положению давлением вспомогательного шестеренного насоса перемещается разгрузочный клапан влево; насосы высокого давления и быстрого перемещения подают масло в верхнюю полость цилиндра.
При повороте рукоятки крана 19 от II к III положению вспомогательный шестеренный насос перекрывается пилотным краном. Правый конец разгрузочного клапана сообщен с дренажем. Разгрузочный клапан перемещается вправо и байпасирует насос быстрого перемещения. В верхнюю часть цилиндра подает масло только насос высокого давления.
При повороте рукоятки крана 19 от III до IV положения вспомогательный шестеренный насос перекрыт пилотным краном. Правая сторона разгрузочного клапана сообщена с дренажем. Разгрузочный клапан находится в правом положении, байпасируя насос быстрого перемещения. Насос высокого давления подает масло в нижнюю часть цилиндра.
В конструкции предусмотрен также вспомогательный бустерный насос шестеренного типа. Этот насос создает давление в системе управления и обеспечивает подпор на всасывании насоса высокого давления, выполняя также роль лубрикатора для последнего. К днищу корпуса насоса прифланцован двухходовой стандартный 414
золотник Oilgear, переключающий всасывание. Регулируемый элемент насоса смещается с помощью сервопривода, так что насос подает жидкость под давлением либо к рабочей, либо к возвращающей
Фиг. 12. 1. Гидропресс.
части поршня гидроцилиндра. Двухходовой всасывающий или дифференциальный золотник работает по принципу, описанному в предыдущей главе. Вспомогательный насос или, как его называют,
415
насос быстрого перемещения имеет оригинальную систему регулирования Этот насос подает жидкость непосредственно в верхний цилиндр поршня пресса. В тот момент, когда сервопривод перемещается в положение «быстрого хода», небольшой клапан управления, являющийся частью сервозолотника, впускает жидкость под давлением от вспомогательного насоса к большому поршню разгрузочного клапана этого насоса, перемещая последний в закрытое
Фиг. 12. 2. Гидравлическая система правочного пресса:
1 — пресс; 2 — гидроцилиндр пресса; 3 — игольчатый клапан; 4 — дроссель; 5 и 8 — обратные клапаны; 6 — поддерживающий клапан; 7 — разгрузочный клапан; 9 — шестеренный насос быстрого перемещения; 10 — насос высокого давления с регулируемой подачей; 11 — переливной клапан высокого давления; 12 — двухходовой золотник на линии всасывания; 13 — переливной клапан противодавления; 14 — фильтр; 15 — диафрагма; 16 — масляный резервуар; 17 — вспомогательный шестеренный насос; 18 — переливной клапан вспомогательного насоса; 19 — поворотный пилотный кран.
положение. При этом вся подача вспомогательного насоса поступает в цилиндр гидропресса. Если давление в цилиндре превысит 21 кг/см2, открывается клапан байпаса, преодолевая давление вспомогательного насоса, и подача насоса «быстрого перемещения» байпасируется. Если сервозолотник перемещается ближе к нейтральному положению, правый конец золотника байпаса сообщается с атмосферным давлением, что приводит к перемещению золотника и к сбросу подачи насоса быстрого перемещения. То же самое получается при перемещении сервозолотника в обратное положение.
Вытяжной пресс тройного действия. Типовым примером применения систем гидропривода и гидроуправления может послужить вытяжной и формообразующий пресс тройного действия, изготовляе-416
мый компанией Hydraulic Press Mfg Co (фиг. 12. 3). Эта машина оборудована основным выжимающим и вытягивающим поршнем телескопического типа, имеющим внутренний стационарный поршень. Последний обеспечивает первую часть хода, которая может быть произведена при повышенной скорости и малых нагрузках. После завершения на-
чальной части хода давление возрастает и открывает клапан согласования, направляющий поток масла во внешний гидроцилиндр с увеличенной площадью для завершения операции при пониженной скорости и увеличенном усилии. Во время процесса вытягиваемая деталь опирается на державку, которая надежно удерживает ее относительно пресс-форм, так что на поверхности де тали при вытяжке до окончательной формы не появляется складок. Нижняя часть вытягиваемой детали подвергается весьма высоким напряжениям от нажима плунжера и ее необходимо поддержать для предотвращения разрыва с помощью вспомогательного поршня, расположенного в основании пресса, называемого «гидроподушкой». Быстрый ход механизмов как к заготовке, так и от готовой детали, а также полностью автоматическое управление обеспечиваются с помощью кнопочных электропускателей и гидравлического пере-
Фиг. 12. 3. Вытяжной пресс тройного действия.
ключателя, автоматизирующего возврат поршня при заранее установленной величине давления.
Гидропрессы этого типа выпускаются на любую комбинацию параметров по усилиям, величине хода и размерам постели.
Питание гидропривода осуществляется насосными агрегатами с переменной подачей мощностью от 25 до 400 л. с. и более, в зависимости от размера и требуемой скорости. Гидросистема пресса пока зана на фиг. 12. 4—12. G и будет описана ниже.
Привод основного или плунжерного гидроциликдра обеспечивается реверсивным насосом с регулируемой подачей, включенным в двухпоточную гидросистему. Насос соединен трубопроводами высокого давления с внутренней полостью стационарного бустерного поршня и с полостью обратного хода основного гидроцилиндра.
27 Эрнст 1211 417
Фиг. 12. 4. Гидросистема вытяжного поршня вытяжного пресса:
/ — три уравнивающих клапана быстрого перемещения; 2—верхний масляный резервуар; 3 — впускной клапан; 4 — механизм сервоконтроля; 5 — станина пресса; 6 — дифференциальная площадь; 7 — основной поршень; 8 — бустерный поршень; 9 — обратный клапан на всасывании; 10 — механизм освобождения основного поршня и байпасный клапан; // — привод золотников системы регулирования; 12 — прямой ход; 13 — обратный ход; 14 — тормоз реверса; 15 — стоп; 16 — тормоз; 17 — регулирование тормоза.
418
Фиг. 12. 5. Гидравлическая система державки заготовки (ДЗ) в вытяжном прессе:
1 — завивочные и обратные клапаны; 2 — основной поршень; 3 —- верхний резервуар; 4 — гидроцилиндр ДЗ; 5 — основной ползун; 6 — основной поршень; 7 — штоки захвата ДЗ; 8—ползун ДЗ; 9 — уравновешивающие поршни; 10 — уравновешивающие гидроцилиндры ДЗ; 11 — головка пресса; 12 — четыре переливных клапана гидроцилиндров ДЗ; 13 — изолирующие обратные клапаны; заливочные обратные клапаны; головка пресса; 14 — система дистанционного пилотного управления; 15 — сброс.
27*
419
Фиг. 12. 6. Гидравлическая система гидроподушки вытяжного пресса:
I — стол гидроподушки; 2 — постель пресса; 3 — поршень гидроподушки; 4 — гидро-цилиндры; 5 — обратные клапаны на линии всасывания; 6 — обратный клапан байпаса; 7 — головка дистанционного управления; 8 — переливные клапаны гидроподушки.
420
В прессе используется чисто гравитационная система быстрого перемещения с обратными клапанами предварительной заливки. Клапан разгрузки позволяет производить регулирование скорости снятия давления в цилиндре пресса и одновременно обеспечивает перепуск подачи насоса. Перепуск подачи происходит, пока давление в цилиндре пресса полностью не падает. После этого стол пресса может быть возвращен подачей жидкости от насоса в полость обратного хода при открытии обратных заливочных клапанов управляющими сервопорщнями. Регулирование направления и скорости перемещения стола пресса осуществляется путем, описанным ниже.
Сервоприводная система (см. фиг. 7. 77), которая определяет величину и направление подачи насоса, управляется ручным рычагом через регулирующий шток, систему рычагов и кулису. Работа гидросистемы заключается в следующем. Предположим, что подвижный стол зафиксирован в своем регулируемом верхнем положении в результате контакта контрольного рычага с вертикальным штоком управления. Насос в этот момент работает на холостом ходу, подавая лишь достаточное количество масла для удержания подвижных деталей в подвешенном состоянии и восполнения утечек в гидросистеме. Линия от насоса до верхней полости цилиндра находится под давлением всасывания. Насос может засасывать масло из масляного резервуара через обратный клапан.
У клапана разгрузки, показанного па фиг. 11.28, оба поршня находятся з закрытом положении, пока статическое давление, создаваемое весом подвижных элементов на площадь обратного хода, не будет достаточным для открытия верхнего из плунжеров Это не приведет к изменению положения механизма пресса, так как из-за отсутствия давления в полости цилиндра пресса нижний или перепускной клапан закрыт. Если в этот момент сервопривод насоса смещается в положение «вперед», насос будет всасывать масло из линии обратного хода пресса и подавать в линию прессования. Стол пресса будет перемещаться со скоростью, зависящей от скорости отсоса масла из полости обратного хода. Обратные клапаны открываются под действием вакуума, созданного в цилиндре в результате быстрого перемещения стола, и пилиндр заполняется маслом. В то же время насос продолжает подавать масло в пространство цилиндра над плунжером. Как только стол встречает сопротивление и его дальнейшее перемещение прекращается, обратные клапаны закрываются.
Насос продолжает подавать масло з цилиндр. При этом масло забирается из приемного резервуара через обратный клапан, предусмотренный для этой цели. В полости цилиндра начинает нарастать давление, которое передается на клапан разгрузки по соответствующему трубопроводу. Насос меняет направление подачи — линия пресса цилиндра становится линией всасывания, а линия возврата — линией нагнетания. Давление, действующее в линии обратного хода, открывает верхний из поршней клапана разгрузки, сообщая полость давления со сбросом через отверстие с регулируемым сопротивлением (см. отверстие 1 на фиг. 11. 28). В то время как давление в цилиндре 421
падает с заданной скоростью, подача насоса направляется от верх него канала через диагональное окно и открытый нижний клапан в бак Таким образом, насос способствует разгрузке цилиндра
Однако из схемы видно, что не только насос выполняет эту операцию и, таким образом, разгрузка происходит при повышенной, хотя и регулируемой, скорости поршня. После того как давление в цилиндре падает до величины, установленной натяжением пружины нижнего из двух плунжеров клапана, этот плунжер начинает закрываться со скоростью, определяемой дроссельным сопротивлением 2. Последнее может быть установлено так, чтобы обеспечить полную разгрузку от давления при совершенно плавном и безударном обратном ходе. Обратный ход начинается в тот момент, когда нижний поршень клапана перекрывает сбросное отверстие, в результате насос нагнетает масло в полость обратного хода, открывает уравнивающие клапаны с помощью управляющих плунжеров и возвращает подвижный стол в первоначальное положение. Следует отметить необходимость правильного выбора размеров управляющего плунжера уравнивающего клапана, для того чтобы последний открывался при всех условиях. Легко видеть, что существует следующая связь между параметрами этих элементов:
„ д
ау<Ро.ка,г (12.1)
лп.х
(пренебрегая инерционными усилиями), здесь р0. х — давление при обратном ходе;
Ло. х—площадь поршня в полости обратного хода;
Ап.х—площадь поршня в полости прямого хода; а у—площадь уравнивающего клапана; ап—площадь управляющего плунжера, отсюда
Присоединенный к сервозолотнику поршень, на который воздействует управляющий клапан, используется для получения опреде ленной последовательности автоматических операций. Установка гидроцилиндра — регулятора последовательности операций, присоединенного к рычагу сервозслотника, показана на фиг. 12. 7. Рычаг сервозолотника, приводимый в действие штоком регулятора, на фигуре виден непосредственно за качающимся рычагом регулятора последовательности операций. Этот рычаг связан с осью качающегося рычага при помощи кулачка, имеющего участок холостого хода. Перемещение рычага приводит к смещению серзозолотника к нейтральному положению, но движение сервозолотника не вызывает перемещения рычага.
Принцип действия регулятора последовательности операций показан на фиг. 12. 8. В цилиндре, который изображен на фигуре, полный ход отрегулирован на величину 64 мм. Отношение плеч качающегося рычага выбрано таким, что эта величина хода перемещает 422
Фиг. 12. 7. Регулятор последовательности операций.
Фиг. 12. 8. Регулятор последовательности операции с пилотными золотниками:
1 — клапан приведем в действие; 2 и 3 — клапаны выключены; 4 — дополнительный клапан выключен; 5 — плунжер; 6 — поршень; 7 — поршень.
423
сервозолотник и регулируемый элемент насоса из одного крайнего положения в другое. Клапан 1 контролирует возвратно поступательное движение регулятора, а с ним и пресса. В положении, показанном на фигуре, этот клапан соединяет линию FR со сбросом. Давлением в линии Е поршень 7 переведен в нижнее положение, отвечающее полной подаче насоса при движении «рабочий ход». В показанном на фигуре положении поршня 7 подача насоса максимальна в направлении прямого хода. Клапан 2 является «останавливающим». Если этот клапан приведен в действие в любой момент хода вниз, к поршню 6 подводится жидкость под давлением, в результате поршень 7 перемещается к положению «холостой ход» (площадь поршня 6 больше площади поршня 7). Холостой ход (нейтраль) достигается в тот момент, когда бурт на норшве 6 доходит до упора в корпусе регулятора, пройдя расстояние 32 мм. Если предусмотреть кнопку «стоп», клапан 2 может включаться в любой момент рабочего хода, что вызовет остановку стола пресса в любом положении (при этом стол пресса продолжает медленно перемещаться ввиду невозможности достижения нуля подачи насоса). Клапан <3 является «замедляющим» клапаном. Включение этого клапана с помощью конечного переключателя или пусковой кнопки приводит к перемещению плунжера 5 на рас стояние 21 мм, что уменьшает ход и подачу насоса и уменьшает скорость перемещения стола пресса. Выключение клапана приводит к тому, что скорость перемещения стола скова воззрастает. Клапан 4 предназначен для отключения давления от регулятора последовательности операций и перехода на ручное управление прессом, которое было описано выше. При выключении клапана 1 с помощью конечных переключателей или импульса от давления линия FR находится под давлением, з результате поршень 7 перемещается на 64 мм, реверсируя подачу насоса. Стол пресса после этого под нимается до положения, при котором бурт плун/кера нажимает на регулирующий шток. Последний, воздействуя на рычаг управления, перемещает сервозолотник в нейтральное положение. При разработке системы регулирования этого типа следует учитывать величину скорости, с которой перемещается сервозолотник. Эта величина не должна превышать скорости, с которой сервопоршень может последовать за золотником. Скорость перемещения регулирующего штока равна скорости перемещения стола. Длина рычага сервозолотника должна быть выбрана так, чтобы при этой скорости штока скорость перемещения сервозолотника была меньше скорости серзо-поршня при данной величине подачи вспомогательного насоса.
Ссрвозолотпик перемещается, преодолевая усилие от действия давления на поршень 7, который постоянно стремится возвратить золотник в положение обратною хода. Однако сила, действующая на регулирующий шток, значительно превышает силу сопротивления. Вместе с тем оператор, управляющий прессом, не в состоянии преодолеть это усилие, поэтому необходим клапан 4. Для обеспечения требуемой последовательности действия соленоидных клапанов предусмотрена электрическая схема. Соответственно размещенное 424
кнопочное управление и селекторные переключатели создают возможность выбора требуемой последовательности операций.
Сервомотор и управляющий цилиндр имеют гидропривод от вспомогательного шестеренного насоса, оборудованного разгрузочным клапаном. Этот насос используется также для создания циркуляции в масляном холодильнике. В системе предусмотрен также вспомогательный насос для возврата утечки основного насоса из сбросного в верхний резервуар. На прессе можно заметить вспомогательную линию, ведущую от напорного патрубка насоса системы управления к клапану согласования на резервуаре. Эта линия служит для восстановления первоначального положения клапана согласования, который переводится пилотным клапаном, открывающимся при определенном давлении и позволяющим плунжеру открыться, пропустив масло под давлением насоса в полость основного гидро-поршня. Для облегчения отключения от основного цилиндра параллельно с клапаном согласования установлен обратный клапан.
Ниже будут описаны средства, с помощью которых подводится давление к державке заготовки, которая крепит последнюю во время операции вытяжки. Для этой цели основной или штампующий ползун, приводимый главным поршнем, имеет четыре гидроцилиндра, расположенных ио углам гидроцилиндра. (На фиг. 12. 5 они для простоты объяснения показаны попарно.) Ползун с державкой заготовок подвешен непосредственно под штампующим ползуном на регулируемых подвесных штоках, как показано на чертеже. Штоки крепятся в ползуне державки заготовок и входят в гидроцилиндры основного ползуна. На цилиндрах расположены полые поршни меньшего диаметра, которые входят во вторичные цилиндры, прикрепленные к верхней части пресса. При работе весь узел, состоящий из основного ползуна и ползуна державки, перемещается вниз с повышенной скоростью до того момента, когда державка доходит до заготовки, в результате дальнейшее движение затормаживается. Зо время этого начального хода масло всасывается в неподвижные цилиндры верхней части пресса через обратные клапаны, предусмотренные для этой цели. В тот момент, когда при движении вниз державка останавливается, масло замыкается в гидропилиндрах ползуна державки, что создает сопротивление дальнейшему перемещению, приводит к прекращению быстрого перемещения ползуна и росту давления в основном цилиндре, в то время как основные уравнивающие клапаны закрываются. Масло выдавливается из гидроцилиндра державки через переливные клапаны, настроенные на требуемое давление. Каждый цилиндр имеет свой клапан, поэтому в каждом из четырех углов могут устанавливаться различные величины давления, что допускает вытяжку заготовки несимметричной формы с помощью различных давлений на контуре заготовки. Давления, возникающие в цилиндрах державки, отмечаются различными приборами, запись показаний которых позволяет восстановить регулировку переливных клапанов при необходимости возобновления штамповки какой либо детали. Величина усилия, развиваемого
425
державкой заготовки, равна произведению внутреннего давления з гидроцилиндре на площадь нижних поршней державки. С целью частичной разгрузки основного поршня от восприятия полной величины этих усилий при вытяжке на продолжении гидроцилиндров держазки предусмотрены уравновешивающие поршни. Это позво ляет увеличить эффективную мощность машины и к. п. д. Площадь этих поршней выбирается равной от V2 до 2/3 от площади поршней державки, поэтому основной поршень при вытяжке должен преодолеть лишь от ]/3 до V2 нагрузки на держазку. Масло, выдавливаемое через разгрузочные клапаны, собирается в единый коллектор и, про ходя через вспомогательный холодильник, попадает в резервуар,
Действие гидроподушки пресса похоже на действие державки заготовки с тем отличием, что гидроподушка часто поддерживает заготовки непосредственно под плунжером, особенно в тех случаях, когда плунжер имеет острие. Это осуществляется с помощью пальцев, проходящих через поддерживающую плиту в штамп. Пальцы подпирают подвижную часть дна штампа и контактируют со столом гидроподушки штампа, расположенным под поддерживающей плитой. В начале операции вытяжки стол гидроподушки приподнят к поддерживающей плите и суппорт плунжера находится приблизительно на одном уровне с заготовкой, помещенной на штампе. При контакте вытяжного плунжера с заготовкой суппорт плунжера предотвращает разрыв последней, останавливаясь при достижении давления установки переливных клапанов во внешних гидроцилиндрах гидроподушки. Масло, выдавливаемое из клапанов цилиндров, попадает в общий коллектор. После завершения хода зытяжки в системе развивается установленная величина давления, которая, действуя на переключатель давления, реверсирует насос и меняет направление перемещения поршня пресса, как это было описано выше. Затем участок линии, присоединенной к линии обратною хода, открывает управляемый двухходовой золотник и сбрасывает давление из гидроцилиндров державки, осуществляя возврат обоих ползунов.
Все гидроцилиндры державки имеют линии сброса, объединенные в единый коллектор через отдельные обратные клапаны. Коллектор может быть подсоединен к резервуару через управляемый двухходовой золотник. Отдельные обратные клапаны применены в системе с целью устранения возможности выравнивания давления в цилиндрах во время хода прессования. Вспомогательная линия, присоединенная к управляемому двухходовому золотнику, передает пилотное давление на вспомогательный поршень этого золотника, который противодействует поршню под давлением обратного хода. Пилотное давление подводится только при ходе поршня вниз, когда сеовозолотник системы управления насоса передает давление на передний конец регулирующего органа, к которому подведена пилотная линия. Таким образом, при ходе поршня вниз двухходовой золотник всегда держится закрытым, поэтому исключается возможность открытия золотника давлением, возникающим от веса подвижных деталей при обратном ходе.
4S6
Аналогично действие гидроподушки пресса. Вспомогательная
линия от полости с давлением обратною хода ведет к двухходовому золотнику, который смещается движением суппорта пресса через систему рычагов. После того как плунжер извлечен из готового изделия, необходимо в первую очередь освободить державку заго
товки, для того чтобы предупредить повреждение изделия при попытке извлечения суппорта плунжера. Для этого доступ к центральному подъемному поршню гидроподушки задерживается до того момента, пока державка заготовки не отведена для освобождения изделия, извлекаемого из штампа. Затем к центральному подъемному поршню гидроподушки подводится давление, для того чтобы возвратить гидроподушку в приподнятое положение и извлечь изделие. В течение этого отрезка времени внешние цилиндры заполняются через обратный клапан из верхнего резервуара В конце обратного хода ползун останавливается системой регулирования насоса.
На фиг. 12. 9 показан вытяжной пресс тройного действия на усилие 575 т, изготавливаемый фирмой Farquhar Div. of the Oliver Corp. По своей компоновке и конструктивному оформлению этот пресс напоминает описанный выше.
Характер работы, выполняемый этим прессом, такой же, как у описанного.
Вместе с тем гидросистема и спо соб регулирования этого пресса
Фиг. 12.9. Вытяжной пресс тройного действия.
спроектированы следующим обра-
зом. Вытяжкой стол пресса приводится в движение насосом DY Oilgear, работающим в двухпоточной замкнутой системе. Все данные
о внутреннем распределении в этом насосе приведены на фиг. 11. 27, а электрогидравлический регулятор хода был детально описан и показан на фиг. 7. 82—7. 85. Скорость движения поршня при прохождении различных фаз в его работе регулируется с помощью концевых переключателей, которые подводят электроэнергию к цепи потенциометра. Потенциометр задает определенную подачу насоса.
427
Фиг. 12. 10. Схема гидросистемы пресса тройного действия с усилием 575 т
Положение остановки при обратном ходе может быть установлено на шкале потенциометра, работающего совместно с потенциометром поршня в цепи, аналогичной фиг. 7. 83.
Для привода гидросистемы извлекателя изделия и державки заготовки используется насос Oilgear типа дуплекс. Подача основного насоса при ходе вниз, или ходе прессования, вначале направлена в гидроцилиндры державки заготовки и проходит затем в вытяжной цилиндр через клапан согласования. Подача ступени высокого давления насоса дуплекс также направлена в гидроцилиндры державки заготовки и способствует увеличению и поддержанию величины давления в этих гидроцилиндрах в ходе процесса вытяжки.
Четыре управляемых редукционных клапана регулируют подачу жидкости под давлением к четырем гидроцилиндрам державки; давления в них независимы друг от друга и от величины давления насоса.
Подача обеих ступеней насоса — как высокого давления, так и низкого—может быть направлена в гидросистему подушки штампа и съемника изделия. Этим достигается независимость начала хода снятия детали и его величины от рабочего хода (хода поршня гидро-подушки).
Характер работы машины лучше всего проследить путем последовательного рассмотрения одного из ее циклов. В нижеприведенном описании фиг. 12. 10 используется символика JIC.
Цикл двойно! о действия. Двигатели пресса пущены в ход и к системам регулирования подведена энергия. Соленоиды Y и 1 включены в цепь. Столы пресса остановлены в верхней точке хода. Включение в цепь соленоида I перекрывает подачу насоса через клапан 15.
1. Нажимаем на кнопку «начало цикла». В результате управление насоса 1 переводится с верхних фиксаторов па первый потенциометр. При этом одновременно включается соленоид Н на кла пане 13 и оба выходных канала этого клапана соединяются. Включение солоно.ида F на клапане 11 вызовет соединение окон, как это показано на схеме. Масло с внутренней стороны вытяжного поршня свободно проходит через клапан 13 в окно А насоса 1. Из окна В масло выдавливается через обратный клапан 16 и двухходовой золотник 15, далее через редукционные клапаны 7, 8. 9 и 10 в цилиндры штампа. Масло из ступени высокого давления насоса 2 проходит через четырехходовой клапан И, через обратный клапан 19 и соединяется с маслом, нагнетаемым насосом 1 в цилиндры штампа. Столы опускаются с замедленной скоростью. Величина этой скорости определяется возможностью вытекания масла из насоса с нижней стороны поршня через насос 1. Количество масла, протекающего через насос 1, определяется установкой пепвого регулирующего потенциометра. К цилиндрам штампа масло поступает также дополнительно из бака через клапаны 5 и 6. Верхняя часть вытяжного цилиндра заполняется маслом из резервуара через заливочный клапан 22.
2. Откидывается концевой переключатель LS2. В результате переключается регулирование насоса 1 от первого потенциометра 429
ко-второму потенциометру и одновременно отключается соленоид Н на клапане 13 от сети, перекрывая свободный проток масла через клапан.
Для прохождения через клапан масла давление должно подняться до величины, определяемой настройкой клапана. Подвод энергии к соленоиду D на клапане 5 перемещает клапаны 5 и 6 и перекрывает все окна этих клапанов.
Подача масла из насоса Д установленная вторым регулирующим потенциометром совместно с подачей ступени высокого давления насоса 2, все еще направлена в цилиндры штампа. В них создается давление, необходимое для перемещения стола штампа вниз. В свою очередь, стол штампа нажимает на вытяжной стол и вытяжной поршень. В результате этого давление во внутренней полости вытяжного поршня становится достаточно велико для того, чтобы открыть проход масла через клапан 13. Верхняя полость вытяжного цилиндра все еще заполнена маслом, которое пополняется через заливочный клапан 23. Столы двигаются вниз Стол штампа останавливается, когда доходит до заготовки.
В цилиндрах штампа возрастает давление до значения, соответствующего установке редукционных клапанов 23, 24, 25 и 26, или установке клапана согласования 14. После того как давление достигает значения, определяемого настройкой небольшого редукционного клапана, большие редукционные клапаны 7, 8, 9 и 10 закрываются. При этом перекрывается проход через редукционные клапаны и прекращается доступ масла з цилиндры штампа. Давление в каждом из цилиндров штампа регулируется независимо от других. Когда давление достигает величины, соответствующей настройке клапана согласования 14, масло из насоса 1 попадает в верхнюю полость вытяжного цилиндоа. Под действием пружины заливочный клапан закрывается в момент остановки стола. Вытяжной стол перемещается вниз при скорости прессования, определяемой вторым контрольным потенциометром. Ступень высокого давления насоса 2 создает то превышение давления над установленным клапаном согласования, которое необходимо цилиндрам штампа при прессовании. Эта ступень насоса также компенсирует утечку в гидросистеме штампа.
3. Откидывается концевой переключатель LS5 — никакого действия.
4. Откидывается концевой переключатель LS4 — никакого действия.
5. Откидывается концевой переключатель LS3 и давление в цилиндре вытяжки доводится до значения, на которое настроен переключатель давления. При этом переключается регулирование насоса 1 от второго к третьему контрольному потенциометру. Регулирующий элемент насоса переходит через нейтральное положение до величины хода и подачи, определяемой контрольным потенциометром. Окно В в этот момент является всасывающим и масло в вытяжном цилиндре под давлением проходит через клапан 14 и разгру зочный клапан насоса 1 в резервуар Когда давление в вытяжном 430
цилиндре падает, клапан под насосом 1 перемещается и масло, всасываемое через окно В, начинает подаваться через окно А и клапан /<? в нижнюю полость вытяжного гидроцилиндра. Давление в окне Д через пилотную линию открывает заливочный клапан 22. В результате излишек масла из верхней полости вытяжного цилиндра сливается в резервуар. Стол вытяжки начнет подниматься вверх со скоростью, оппеделяемой установкой третьего контрольного потенциометра. Когда регулирующий элемент насоса переходит через нейтраль, концевой переключатель LS8 откидывается, не вызывая какого-либо действия.
6. Падение давления в вытяжном цилиндре привело к восстановлению рабочего положения переключателя давления. При движении вытяжного стола вверх восстанавливается рабочее положение концевого переключателя LS3.
7. Вытяжной стол откидывает концевой переключатель LS4. Регулирование насоса 1 переключается от третьего к четвертому потенциометру. Вытяжной стол продолжает перемещаться со скоростью, определяемой положением четвертого потенциометра.
8. За несколько сантиметров до момента контакта вытяжного стола со столом штампа откидывается концевой переключатель LS5. При этом переключается регулирование насоса 1 от четвертого к пятому потенциометру. Пятый потенциометр должен быть установлен на сравнительно небольшую скорость, для того чтобы ударное действие от сопротивления стола вытяжки со столом штампа было минимальным. Соленоид F на клапане 11 выключается из сети. Клапан 11 перемещается в центральное положение и пропускает подачу ступени высокого давления насоса 2 обратно в резервуар. Освобождение соленоида клапана 15 приводит к открытию клапана, соединяя его окна. Соленоид D на клапане 5 также отключается ог сети. Клапаны 5 и 6 перемещаются, и масло в цилиндрах штампа может вытекать в резервуар.
9 В тот момент, когда вытяжной стол соприкасается сс столом штампа, откидывается концевой переключатель LS9. Регулирование насоса 1 переключается от потенциометров к фиксаторам. Столы переходят з положение, определяемое фиксаторами верхней остановки на управляющей панели. Регулирующий элемент насоса / перемещается в нейтральное положение, и столы останавливаются. Когда регулирующий элемент насоса приближается к нейтральному положению, откидывается концевой переключатель LS8.
10. Концевой переключатель LS2 устанавливается на обратный ход.
Полуавтоматическое или автоматическое управление. Если селекторный переключатель устанавливается в положение «полуавтоматическое управление», пресс совершает один полный цикл и останавливается. Для возобновления цикла потребуется нажать на кнопку «начало цикла».
Если селекторный'! переключатель установлен в положение «автоматическое управление», тс первый цикл начинается, когда 431
выключена кнопка «начало цикла». Концевой переключатель LS8 (см. фиг. 12. 10) автоматически начинает новый цикл, когда он отки дывается в конце старого. Пресс продолжает совершать свои циклы до того, как:
а) селекторный переключатель переведен в положение «полуавтоматическое управление». В этом случае пресс завершит тот цикл, в котором он находится в данный момент, и остановится в верхнем положении хода вытяжного цилиндра;
б) нажата кнопка остановки цикла. В этом случае пресс останавливается в желаемом положении. После этого для перемещения столов в верхнее положение необходимо пеоеместить селекторный переключатель в положение «ручное управление» и нажать на кнопку «восстановление начального положения»;
в) нажимается кнопка отключения двигателя. В этом случае столы остановятся в том положении, в котором они находятся в данный момент. Для возобновления работы необходимо будет вновь включить в цепь двигатель и систему управления.
В агрегате предусмотрены меры, с помощью которых его можно использовать в качестве однодействующего двухскоросткого пресса. В этом случае усилие равно суммарному от действия вытяжного поршня и поршней штампа. С этой целью оба стола объединяются механическим путем и изменяется последовательность операций соответствующим воздействием на электрические и гидравлические органы управления.
Соленоид Е включается в сеть. В результате управляющие редукционные клапаны занимают постоянно открытое состояние, так что основные редукционные клапаны 7, 8, 9, 10 допускают передачу полного давления от насоса к цилиндрам штампа через клапан согласования 14. Последовательность операций изменяется так, что масло из гидроцилиндоов штампа сбрасывается, и насос 2 разгружается в конце рабочего хода, а не перед захватом стола штампа при обратном ходе. Пресс может быть переключен на ручное управление для штамповки или других целей путем вращения винта потенциометра на панели.
Подушка и извлекатель. Если стол подушки находится не в верхнем положении и концевой переключатель LS6 откинут, то при положении стола над концевым переключателем LS2 соленоиды С и G будут включены в сеть в том случае, если селекторный переключатель установлен на положение «подушка» или «извлекатель». Соленоид С закрывает разгрузочный клапан сдвоенной ступени насоса 2. Масло из сдвоенных насосов подается в гидроцилппдр подушки. Соленоид G перемещает клапан 11. Масло из ступени высокого давления насоса 2 подается через обратный клапан 13 и клапан 11 в гидронилиндр подушки. Поршень подушки поднимается вверх, пока не откидывает концевой переключатель LS6, что выключает соленоиды С и G из сети. Если селекторный переключатель переведен в положение «извлекатель», тогда стол подушки может быть опущен нажатием на кнопку «возврат извлекателя». Включение в сеть соленоида Б 132
перемещает клапан 3 и соединяет его окна. Масло, заключенное в гидроцилиндре подушки, может сливаться в резервуар. Стол подушки опускается под действием собственного веса до того момента, когда откидывается концевой переключатель LS7. Выключение соленоида Б из сети приводит к перекрытию окон на клапане 3.
Станок для изменения диаметра труб. На фиг. 12. 11 показан один из весьма интересных примеров применения аксиально-поршне-
Фиг. 12. 11. Станок для изменения диаметра труб.
вых насосов. Это 18-дюймовый станок для уменьшения диаметра труб, разработанный компанией Е. W. Bliss Со.
Два гигантских насоса Vickers-Waterbury, один из которых показан в разрезе, обеспечивает привод этого полностью гидравлического агрегата. Каждый из насосов регулируемого и реверсивного типа весит 21 т и имеет подачу 520 м3/ч при давлении 210 кг/см2.
28 Эрнст 1211 433
В системе применены трубопроводы диаметром 254 мм для основных линий; 76 мм — для вспомогательных линий. Насосы были показаны выше на Фиг. 7. 57.
Весь агрегат для вытяжки труб имеет длину более 30 м и передвижную клеть весом в 150 т. При работе клеть совершает возвратно-поступательное движение с амплитудой 1,8 м и частотой 30 раз в минуту, что соответствует изменению скорости от 0 до 180 mJmuh. В агрегате применена замкнутая двухпотсчная гидросистема без клапанов, с регулированием с помощью сервомеханизмов [2], 13].
12. 3. Сверлильные, расточные и хонинговальные станки
На фиг. 12. 12 показан сверлильный станок Natco Н6.
Станок является высокоскоростным быстродействующим сверлильным и резьбонарезным станком и выпускается в различных вариантах в зависимости от требований к выполняемой работе. Станок оборудован стационарной головкой с коробкой скоростей и реверсивным электродвигателем для привода шпинделей через шарниры. Сверла и метчики установлены либо на регулируемых, либо на скользящих шпинделях, а обрабатываемая деталь перемещается к инструменту на столе, имеющем гидропривод. Для сверления и нарезки также используется гидропривод.
Столы с гидроприводом могут изготовляться в следующих вариантах:
1. Цикл с ручным управлением (сверление и нарезка) (фиг. 12. 13, о).
2. Автоматический сверлильный или нарезной цикл (фиг. 12. 13, б).
3. Цикл ступенчатого сверления (фиг. 12. 14).
4. Серзоконтроль для установки (для всех операций) (фиг. 12. 15).
1. Цикл с ручным управлением. Нормальный сверлильный цикл заключается з следующем (см. фиг. 12. 13, а). Оператор должен удостовериться, что селекторный золотник и селекторный переключатель находятся в положении «сверление», после чего он может нажать пусковую кнопку, включая приводные двигатели насоса и шпинделей.
Быстрый ход вверх. Нажатие на педаль с индексом «вверх» включает в цепь соленоид клапана управления, что приводит к перемещению поршня золотника направления в положение «быстро вверх». При этом давление подводится к нижнему концу цилиндра, а верхний — сообщен с резервуаром. Стол при этом поднимается «быстро вверх».
Подача. При перемещении стола вверх собачка, связанная со столом, соприкасается с рычагом золотника подачи, который перекрывает выход из верхней полости цилиндра дроссельным сопротивлением в виде диафрагмы. Величина сопротивления может быть уста новлена с помощью дифференциального регулятора давления, 434
Последний обеспечивает постоянный перепад давления по длине дроссельного отверстия для ликвидации колебаний подачи и давления. Собачка должна все время находиться в контакте с золотником подачи для предупреждения быстрого движения вверх.
Фиг. 12. 12. Сверлильный и нарезной станок Natco Нб.
Быстрый возврат вниз. Когда отверстие обработано на нужную глубину, собачка действует на концевой переключатель, отключая соленоид клапана управления от сети. При этом распределитель, управляющий перемещением, переводится в положение «быстро вниз». После этого давление масла подводится к верхней полости цилиндра, а нижняя полость открывается в резервуар через селекторный золотник. После этого стол начинает двигаться вниз.
28* 435
Фиг. 12. 13. Гидравлическая система станка Natco Н6:
а — при ручном цикле операций; б — при автоматическом цикле операций; / — стол с гидроприводом; 2 — золотник для установки направления; 3 — отверстие подачи при сверлении; 4 — регулятор; 5 — золотник подачи; 6 — золотник селекторный и переключатель; 7 — сервозолотник; 8 — трехходовой золотник с соленоидным приводом;
9 — сервозолотник.
436
Нормальный цикл нарезки состоит в следующем (см. фиг. 12.13,а): оператор должен удостовериться в том, что селекторный золотник
и селектопный переключатель находятся в положении «нарезка». После этого он может нажать пусковую кнопку, включая приводные двигатели насоса и головки станка. Циклы нарезки для «быстрого движения вверх» и «подачи вверх» аналогичны таковым для сверления. Имеется только отличие в движении стола вниз. В этом случае масло не сливается из нижней полости цилиндра непосредственно в резервуар через селекторный клапан, а направляется через то же регулируемое дроссельное сопротивление, которое используется при положении «подача вверх». Приэтом стол подастся вниз, пека собачка подачи не освобождает клапан подачи, открывающий проход маслу из нижней час ти цилиндра в резервуар. После этого цикл завершен.
2. Автоматический цикл сверления или нарезки (см. фиг 12. 13, б).
Фиг. 12. 14. Приспособление станка Natco Н6 для ступенчатого сверле ни я:
1 — собачка остановки ступенчатого сверления; 2 — стол; 3 — собачка подачи; 4 — обратный затвор собачки ступенчатого сверления.
В процессе цикла «сверление» или «нарезка» станок выполняет следующие функции. Оператор размещает деталь для сверления. Деталь
Подача Дренаж наела
Фиг. 12. 15. Сервсконтроль ставка Natco Н6.
нажимает на подпружиненный микропереключатель. Трехходовой золотник с соленоидным управлением отключается от сети, позволяя пружине переместить золотник влево. Передача давления через 437
золотник блокируется. Выходное окно селекторного золотника сообщается через трехходовой золотник с дренажем. При сбросе давления из полости селекторного золотника его поршень, нагруженный пружиной, перемещается в положение «сверление». Оператор нажимает на нежную педаль «вверх», и стол совершает цикл сверления, описанный выше. Далее оператор перемещает деталь из положения сверления в положение нарезки. Микропереключатель включается, замыкая цепь питания трехходового золотника с соленоидным управлением. Масло под давлением подается через трехходовой клапан з гидроцилиндр селекторного золотника, перемещая последний в положение «нарезка». Оператор нажимает на ножную педаль «вверх», и стол совершает цикл нарезки, описанный выше.
3. Цикл ступенчатого сверления (см. фиг. 12, 14). Такой цикл вы бирается при необходимости время от времени разгрузить сверло для предотвращения забивания его стружкой и возможной последующей поломки сверла.
Нормальный цикл заключается в следующем.
Быстрое перемещение. Нажимается кнопка «пуск». При этом включаются приводные двигатели насоса и привода шпинделей. Оператор далее нажимает на ножную педаль, включая быстрое перемещение стола. Одновременно защелка собачки ступенчатого сверления освобождает собачку соленоида. При нажиме оператором на ножную педаль включается также реле времени.
Подача. В конце хода быстрого перемещения рычаг золотника подачи нажимает на скользящую собачку, перемещая золотник в положение подачи вперед. Часть цикла, соответствующая подаче, должна быть начата при некотором зазоре между инструментом и деталью. В начале хода подачи стопор собачки подачи соприкасается со скользящей собачкой. Этот стопор последовательно переставляет собачку для следующих остановок подачи инструмента. После того как сверла доходят до глубины, определяемой установкой реле времени, соленоиды хода вперед выключаются из сети, позволяя золотнику переместиться в положение обратного хода.
Стол изменяет направление перемещения и быстро опускается вниз в положение, откуда начинается первая подача. В этой точке нажимается включатель вторичного пуска, замыкая цепь питания соленоида быстрого рабочего хода. Стол снова быстро перемещается вверх до контакта скользящей собачки с рычагом золотника подачи Ввиду того что скользящая собачка была установлена в точке возврата, ход подачи не начинается до той точки, в которой конец сверла находится на определенном расстоянии от дна предварительно сверленного отверстия. Это расстояние равно зазору, имеющему место при начальной подаче. Одновременно с началом подачи снова включается реле воемени. Цикл повторяется до тех пор, пока отверстие не просверливается на полную глубину.
Быстрый возврат. Полная глубина отверстия определяется настройкой окончательного возврата собачки переключателя. Э~от 438
переключатель разъединяет цепь питания соленоида рабочего хода и соленоида возвратной защелки собачки ступенчатого сверления и приводит к тому, что переключатель промежуточного хода не работает. В этом случае стол быстро опускается в нижнее положение
и останавливается. Защелка фиксатора положения возвращает скользящую собачку подачи в первоначальное положение. Этим завершается цикл.
4. Сервоконтроль (фиг. 12. 15). Работа с использованием сервозолотника. Во время цикла сверления и нарезки этот золотник не используется. Рычаг включения выведен из рабочего положения. При этом сообщаются все отверстия сервозолотника с линией от основ
ного золотника распределителя к гидроцилиндру. Сервозолотник состоит из поршня, приводимого в движение рукояткой, Поршень расположен в рубашке, поворачиваемой рейкой, связанной со столом. Для воздействия извне поршень в рубашке сервозолотника связан с рычагом управления. При подъеме рычага вверх открывается отверстие, сообщающее нижнюю часть цилиндра через контрольное окно сервозолотника с давлением. Стол двигается вверх, выжимая масло из верхней полости цилиндра в сервозолотник. Это масло направляется на слив через окно сервозолотника. При опускании рычага управления масло под давлением на-поавляется в верхнюю полость цилиндра через соответствующее окно в золотнике. Стол опускается вниз, выжимая масло из нижней полости цилиндра в сервозолотник. При ходе стола вверх или вниз рейка вращает шестерню, поворачивая рубашку золотника вместе с самим золотником. В результате направление потока через окна поддер-
живается постоянным. Если остановить вращение золотника, масло будет поступать в цилиндр стола, пока рейка не повернет рубашку золотника до перекрытия отверстия. Таким образом, стол может быть перемещен вверх или вниз или остановлен в любом положении с помощью рукоятки рычага сервозолотника. Сервоконтроль можно использовать для необычных, с точки зрения применения этого механизма, хотя и обычных для станка,
439
Фиг. 12. 16. Схема гидравличес кой системы для цикла нарезки с гидромоторным приводом:
1 — поворотный концевой переключатель; 2 — выключатель; 3—метчик; 4 — ведущий винт, линия сброса; 5 — гидромотор; 6 — линия прямого хода; 7 — линия обратного хода; 8 — четырехходовой золотник; 9 — линия нагнетания;
10 — пробковый кран; 11 — манометр; 12 — переливной клапан;
13 — электродвигатель; 14 — резервуар; /5—насос; 16— линия сброса в резервуар; 17 — переключатель реверса.
условий. Например, если необходимо подвести к инструменту какую-либо зафиксированную деталь, причем это нельзя сделать с помощью механической подачи, тогда подача стола может быть включена в следующий полуавтоматический цикл операций: 1) стол включается на движение «вверх» с помощью соответствующего переключателя; 2) непосредственно после включения сервоконтроль переводится в рабочее положение, после чего движение вверх регулируется вручную; это позволяет замедлить или остановить движение для точной установки детали; 3) после того как деталь установлена, сервоконтроль выводится в нерабочее положение; 4) сразу же восстанавливается полуавтоматический цикл операций; 5) операции по обработке завершаются.
Нарезка с использованием гидропривода. Компанией National automatic Tool Со был разработан новый метод нарезки, в котором используется гидромотор поршневого типа в том случае, когда требования производства приводят к необходимости частого реверса работы инструмента. Для осуществления этой системы необходимы: насос, электродвигатель, четырехходовой золотник, гидромотор и роторный концевой переключатель. Нормальный цикл, состоящий из рабочего хода нарезки, обратного хода и остановки, заключается в следующем:
1. Оператор нажимает на кнопку «пуск», включая электродвигатель, который приводит насос.
2. Оператор нажимает на кнопку «вперед», которая устанавливает четырехходовой золотник в положение подачи вперед.
3. Масло под давлением подается в переднюю часть гидромотора через четырехходовой золотник; при этом линия реверса открыта в резервуар тем же четырехходовым золотником.
4. Гидромотор вращается в направлении нарезки, вращая метчик и подавая его в сторону детали.
5. В определенном, заранее установленном положении кулачок роторного концевого переключателя соприкасается с концевым переключателем реверса, перемещая четырехходовой золотник в положение реверса.
6. Когда четырехходовой золотник находится в положении реверса, масло под давлением подводится к линии обратного хода гидромотора через четырех ходовой золотник, а линия прямого хода сообщена с резервуаром через тот же золотник.
7. Гидромотор вращается в обратном направлении; при этом метчик выворачивается и отводится в начальное положение.
8. В определенном, заранее установленном положении кулачок роторного переключателя через выключатель переводит четырехходовой золотник в положение нейтрали.
9. Это приводит к остановке гидромотора и метчика и завершению цикла.
10. В любой момент процесса нарезки оператор может нажать на кнопку «аварийного реверса», что возвращает гидромотор и метчик в начальное положение.
440
Компания Barnes Drill Co выпускает широкий ассортимент сверлильных, фрезерных и хонинговальных станков с гидроприводом, Основной продукцией компании являются так называемые «производственные узлы». Из таких узлов сборкой с гидромоторами и установкой на соответствующих основаниях и колоннах можно получить сверлильный агрегат любой сложности.
Фиг. 12. 17. Сверлильный станок специального назначения.
В качестве примера такого специального станка рассмотрим станок, изображенный на фиг. 12. 17. В этом станке использован производственный узел U-2045 этой компании с 32-шпиндельной вспомогательной головкой и специальными приспособлениями для сверления, долбежки, рассверливания и цековки автомобильных шестерен. Слева от станины станка установлен стандартизованный узел гидропривода. Необходимо отметить, что «производственный узел» имеет свою станину, приболченную к колонне станка. Слеза от колонны смонтирована стандартная панель электрического контрольного оборудования, позволяющая осуществить автоматический
441
Цикл работы. С помощью этой управляющей панели осуществляется управление гидравлическими золотниками, которые, в свою очередь, регулируют подачу и быстрое перемещение сверлильной головки, скользящей по вертикальным упрочненным направляющим, установленным на станине «производственного узла».
Узел U-2045, примененный в данном станке, имеет гидромотор в 15 л. с., который создает усилие в 5000 кг. Рабочий ход 45 см\ скорость подачи: от 12,7 до 175 мм/мин для чистовой обработки, от 25,4 до 275 мм/мин — для грубой обработки и 108 мм/сек для быстрого перемещения.
Гидравлическая схема станка показана на фиг. 12. 18. Четырехходовой золотник с соленоидным приводом и гидроуправлением осуществляет регулирование прямого и обратного хода головки. Два регулирующих клапана с компенсацией давлением используются последовательно для осуществления грубой и чистовой подачи. 442
У этих клапанов могут включаться байпасы с помощью обратного клапана с гидроуправлепием для грубой подачи или с помощью двухходового клапана для чистовой подачи. Пружинный обратный клапан обеспечивает необходимое давление для работы гидроуправ-ляемого основного четырехходового золотника и обратного клапана. Обратные клапаны и обеспечивают заполнение гидросистемы маслом.
Производственные узлы, выпускаемые фирмой Ex Cell О Corp, отличаются от описанных выше в некоторых важных деталях. Инстру ментальный узел, совершающий возвратно-поступательное движе
ние, состоит из пологе вала, в центральной полости которого размещен вращающийся шпиндель, приводимый от вала через шлицевое соединение. Предусмотрена жесткая установка узла на станине станка. С этой целью в валу выполнены продольная прорезь для зыверки положения и овальные отверстия для крепления вала Шлицевой валик и привод совместно с гидравлической системой заключены в компактный корпус с приводным двигателем, расположенным наверху. Фирма выпускает четыре типоразмера таких узлов, отличающихся друг от друга размерами и производительностью. Нафиг. 12. 19 изображена модель 22 этого узла. В узле нет внешних трубопроводов, так как все масляные каналы, сооб-
Фиг. 12. 19 Гидравлический узел Ех Cell-О модели 22.
щающие силовой гидропривод, клапаны и цилиндр расположены в единой плите.
Возможность создания станков специального и общего назначения — сверлильных, рассверловочных и цековочных — из комбинаций узлов, поставляемых этой компанией, практически неогра-ничена. При установке узлов на направляющих они могут быть использованы на расточных операциях. На фиг. 12. 20 показан четырехпозиционный роторный координатно расточной станок, использующий шесть узлов Ех-Се11-О. Агрегат модели 22, изображенный на фиг. 12. 19, требует установки двигателей мощностью до 3 л. с. для чисел оборотов шпинделя от 329 до 3500 в минуту. Максимальная величина развиваемого гидравлического усилия 1550 кг. Компактность агрегата характеризуется весьма малым центровым расстоянием — 197 мм, на котором могут быть размещены узлы. В системе предусмотрен автоматический цикл операций, состоящий из быстрого перемещения к детали, подачи для грубой обработки, подачи для чистовой обработки, возврата инструмента и остановки. Станок может быть пущен в ход либо вручную, либо с помощью соленоида. Обратный ход осуществляется с помощью
443
концевого переключателя и соленоида. Изменения подачи и остановка достигаются с помощью механических контакторов. В положении «остановка» включается концевой переключатель. Этот концевой переключатель может быть использован для связи операций цикла и разъединения дистанционного управления быстрого перемещения. В конструкции могут быть предусмотрены различные варианты операций: изменение подачи скачком; ступенчатое свсрле-
Фиг. 12. 20. Четырехпозицронный роторный координатно-расточной станок, в котором использовано шесть узлов Ех Cell-О.
ние; временная задержка. Возможно также управление агрегата, состоящего из нескольких взаимосвязанных узлов.
Гидросистема агрегата выполнена достаточно просто. Регулируемый аксиалыю-порщневой насос с подачей 19 л!кин при давлении 48 кг-см'2 обеспечивает гидропривод узла модели 22. Подача при грубой обработке от 20 до 4500 мм/мин. Подача при чистовой обработке от 20 до 2750 мм/мин Скорость хода возврата равна 7500 мм/мин. В насосе применена система регулирования, показанная на фиг. 10. 20. На фиг. 12. 21 показана гидросистема станка, описание которой приводится ниже.
Основные узлы системы:
насос с диафрагменным регулированием, переменной производительности (в процессе подачи имеет давление 48 кг/сл2, 444
производительность 19л/лшн при скорости вращения 1200 об/мин);
резервуар, емкостью 3,785 л для модели 22, емкостью 5,7 л для модели 22 — L вязкость масла 30—48 стс при температуре 38° С;
дифференциальный гидроцилиндр С, усилие —1580 кг (при давлении 48 кг/см2, площадь тыльной сторокы гидроцилиндра36,4 см2, площадь передней части 18,4 см2);
золотник распределителя £ (пятяпсзиционный);
клапан максимального давления; F (установлен на давление 46—48 кг/см2).
Фиг. 12.21. Гидравлическая система узла Ех Cell-О модели 22.
Давление насоса. Насос нагнетает жидкость в основную линию нагнетания 52. Во время подачи давление в линии определяется усилием резания, действующим на инструмент. Величина давления ограничена установкой клапана максимального давления. В положении остановки давление в линии 52 равно давлению в линии системы регулирования 54, которое равно приблизительно 8 кг/см2. Во время быстрого хода давление в линии 52 определяется величиной гидравлического сопротивления каналов и усилием, необходимым для перемещения суппорта.
Давление в линии регулирования насоса. Величина подачи насоса определяется давлением в линии регулирования 54. При подаче инструмента присоединяется линия 54, 56, 57 или 58. В результате этого подсоединения в линии 54 сохраняется давление масла путем подпитки обратным потоком из цилиндра С через линию 56 и далее либо через первую линию подачи 57 или вторую 58. При быстром перемещении поршня линия 54 сообщена со сбросом. В результате
445
подача насоса возрастает до максимальной. При остановке агрегата линия 54 сообщается с линией нагнетания 52. Давление в линии 54 не может быть изменено. Величина этого давления при первой и второй подачах, а также при остановке равна приблизительно 48 кгс!см2.
Клапан распределителя Е имеет пять положений: быстрый ход вперед; первая подача вперед; вторая подача вперед; остановка; быстрый возврат.
Быстрый ход вперед. Линия нагнетания насоса сообщена через клапан Е и линии 55 и 56 с передней и задней полостями цилиндра С. Ввиду того что площадь тыльной части поршня приблизительно в 2 раза больше площади в передней части, поршень двигается вперед. Линия регулирования насоса 54 сообщена через клапан Е со сбросом, что позволяет осуществить максимальную подачу насоса и приводит к максимальной скорости перемещения инструмента.
Первая подача вперед. Линия нагнетания насоса сообщена через клапан Е и линию 55 с тыльной полостью цилиндра С. Масло в передней полости цилиндра сообщается линией 56 через клапан Е с линией 54 регулирования насоса и линией 57 с дросселем подачи. Любое падение давления в линии 57 вызывает увеличение подачи насоса, восстанавливая начальное значение давления. Любое увеличение давления в линии 57 вызывает уменьшение подачи насоса, что также восстанавливает первоначальное значение величины давления. Ввиду того что в линии 57 поддерживается постоянное давление, движение инструмента будет непрерывным, вне зависимости от величины сопротивления. Скорость подачи определяется установкой дросселя подачи 15.
Вторая подача вперед. Линия нагнетания насоса 52 сообщена через клапан Е и линию 55 с тыльной полостью цилиндра С. Передняя полость цилиндра сообщается линией 56 и золотником Е с линией регулирования насоса 54 и линией 58 со вторым дросселем подачи 16. Процесс сохранения скорости подачи вне зависимости от величины сопротивления аналогичен описанному выше.
Быстрый возврат. Линия нагнетания сообщена через клапан Е плинию 56 с передней полостью цилиндра. Тыльная полость цилиндра сообщается со сбросом через линию 56 и клапан Е. Линия регулирования насоса 54 также сообщена со сбросом, так что насос работает при максимальной подаче.
Задержка, Задержка движения начинается в тот момент, когда инструмент контактирует с рычагом остановки переднего хода. В начале торможения давление в линиях 54 и 56 падает. Падение давления в линии регулирования насоса 54 приводит к увеличению подачи .насоса Увеличение подачи, в свою очередь, приводит к росту давления, которое воздействует на клапан максимального давления F. Масло из линии нагнетания насоса поступает в линию регулирования 54 через плунжер в клапане F. При этом восстанавливается давление в линии 54 и поддерживается постоянное давление в линии нагнетания насоса, определяемое установкой клапана F.
446
Остановка. При остановке линия нагнетания насоса 52 сообщена линией 56 с передней полостью цилиндра С и с линией 54 регулиро вания. Линия 55, связывающая нагнетание насоса с тыльной полостью, перекрыта клапаном Е. Давление, развиваемое в этой линии,
Фиг. 12. 22. Одношпиндельный гидравлический хонинговальный станок.
уравновешивает усилие на поршне от действия давления в передней полости цилиндра С. Благодаря тому, что линия нагнетания насоса сообщена с линией регулирования 54, давление насоса понижено и поддерживается приблизительно в пределах 8 кгкл'2.
Основной продукцией фирмы Moline Tool Со. являются хонинговальные станки с гидроприводом. Хонингование является доводочной обработкой, в которой объединен процесс металлосъема с процессом доводки поверхности до желаемой чистоты, причем количество
447
снимаемого металла определяется качеством и точностью выполнения поверхности, подлежащей обработке хонинговальным инструментом. На фиг. 12. 22 показана модель вертикального одношпин-
дельного хонинговального станка с гидроприводом для осуществления возвратно-поступательного
Фиг. 12. 23. Гидравлическая система хонинговального станка:
1 — золотник С-2502-АС-SO, А — собачка нижнего реверса; 2 — панель управления Vickers серии C-1286-D, D — собачка верхнего реверса и остановки; 3— насос I05-D;
4 — пятовой клапан Vickers Oiigear регулируемого типа угловой (усилие пружины — 136 кг); 5 — гидроцилиндр.
перемещения инструмента. Станок приводится в действие электродвигателем, осуществляющим привод как для вращения хонинговального инструмента, так и вала насоса. Электродвигатель работает постоянно при работающем станке. Вращение инструмента осуществляется с помощью муфты сцепления, рычаг которой размещен па станке в положении, удобном для оператора. Нужно отметить, что хонинговальные инструменты Moline сконструированы так, что при необходимости они могут продолжать вращаться и отведенными от обрабатываемой детали.
Возвратно-поступательное перемещение с гидроприводом. Ползун, на котором размещается шпиндель, может перемещаться па вертикальных направляющих с помощью гидроцилипдра, причем скорость перемещения устанавливается изменением положения рычага регулирования подачи на панели
управления. При нормальной работе длина хода определяется установкой регулируемых собачек на ползуне. Однако для тех случаев, когда желательно уменьшить ход при
корректирующем хонинговании, в станке предусмотрен удобный рычаг ручного контроля, позволяющий осуществить изменение величины хода в его любой точке в пределах, определяемых ограничительными собачками. Возвратно-поступательное перемещение может быть начато путем нажатия на кнопку управления; оно продолжается до тех пор, пока не введен в действие либо автоматический, либо ручной рычаг остановки.
Гидросистема станка модели 15 показана на фиг. 12.23. Гидропривод обеспечивается насосом V-105-D фирмы Vickers, имеющим подачу 38 л/мин. Управление возвратно-поступательным перемещением осуществляется с помощью панели Vickers, в которой использован распределитель с гидравлическим (пилотным) управлением. 3 агрегат встроена система регулирования подачи, осуще-
ствляющая постоянную подачу масла в гидроцилиндр, вне зависи-
448
6H
H'l
C"
;.’Ti i :?!.> <>.i 011 ч o.i 1111 11 ox
iwiusxw noiiiMiM'iii и iiiilnoi viiuMOtnjj ‘К '?| миф
‘Uiiii,'.rni:(liiA iiroinni
I'llvO.I.IH.I 1|<>-|ЭЭ1|||1.НЙ Jl.'H 1 BIVIX'J '1б'б1 миф
мости от величины силы сопротивления. В обратной линии нреду-смотреп пятовой клапан или клапан сопротивления, создающий давление для поддержания перемещающихся масс. Агрегат будет совершать возвратно-поступательное движение межд\ собачками А и £), которые связываются с двойным рычагом XY в пределах хода. При вводе в действие промежуточной собачки В с помощью рычага L возвратно-поступательное перемещение будет происходите, между точками Л и В. В станке предусмотрен сбросной клапан с электрическим управлением, с помощью которого возвратно-поступательное перемещение инструмента может быть остановлено при обратном ходе при нажатии на конечный выключатель С пли с помощью ручного выключателя.
На фиг. 12. 24 приведена схема гидросистемы панели управления. Регулируемые дроссели на линии между клапаном и основным распределителем предусмотрены для возможности изменения задержки при обратном ходе.
Станок, показанный на фиг. 12. 22, оборудован индексирующим устройством, также имеющим гидропривод.
На фиг. 12.25 показан-вид этого устройства, его механизм крепежа и гидропривод.
12. 4. Поточные линии
Для современных методов автоматического производства характерны поточные линии. Поточная линия является комбинацией конвейерного механизма стайка для определенною вида обработки, контрольного пункта и автоматического передающего оборудования. В такой системе обрабатываемая деталь, как например блок цилиндров, входит на один конец линии и последовательно переносится на пункты обработки, закрепляется для осуществления операций сверловки, рассверливания, расточки и встречного сверления; затем освобождается, поворачивается для обработки других поверхностей и снова перемещается к новым пунктам, где вновь осуществляются операции обработки; далее подается на контрольные пункты для определения правильности окончательных размеров отвеостий и вновь передается до тех пор, пока с конца липни не выходит полностью готовая деталь.
Практически каждое из движений осуществляется с помощью гидравлического устройства, а эти последние имеют электрическое управление от центральной контрольной панели и взаимосвязаны с пунктами обработки, так что обрабатываемая деталь номере про хождения линии последовательно включает следующую операцию обработки.
Поточная линия типа Cross для обработки блока цилиндров. На фиг. 12. 26 показана поточная линия типа Cross для обработки блока цилиндров. Основной технической характеристикой этой линии является то, что она скомплектована из относительно небольшого количества отдельных типовых узлов. В линии нет отдельного 450
источника гидравлической энергии, а предусмотрено несколько насосов, обслуживающих либо группы производственных узлов, либо отдельные узлы. Основными гидравлическими производствен-
Фиг. 12. 26. Поточная линия для обработки блока цилиндров.
ными узлами этой линии являются узлы поступательного и вращательного действия, обеспечивающие подачу инструмента; узлы, осуществляющие транспортировку и остановку детали, и гидро-
29- 1211 451
цилиндры для фиксации деталей и осуществления технического контроля. Описание различных оригинальных механизмов, приводимых в действие с помощью электрогидравлическнх устройств, предназначенных для транспортировки, установки, фиксации и изме нения положения обрабатываемой детали, не входит в цели данной книги. Наиболее интересным, с точки зрения направленности данной книги, будет рассмотрение гидравлических элементов линии и вопроса о компоновке этих элементов в компактные законченные секции.
Все производственные блоки для подачи инструмента как с внутренним регулированием подачи, так и с внешним приводятся индивидуально от насосов нерегулируемого типа. В этом случае применяется основной управляющий золотник проточного типа. Отдельная группа узлов может приводиться насосами регулируемого типа с регулированием давления в аккумуляторе; в этом случае основной управляющий золотник выполняется непроточного типа. Вспомогательные функции — такие, как фиксация детали и операция технического контроля, осуществляются по групповому методу с применением либо индивидуальных, либо общих золотников направления и приводом от общего насоса регулируемого типа. В некоторых случаях один регулируемый насос обслуживает группу производственных и группу вспомогательных, узлов с помощью соответствующей гидросистемы. В линии имеются 14 насосов нерегулируемого типа и 5 — регулируемых, приводимых во вращение электродвигателями мощностью от 5 до 10 л. с. Вся гидросистема линии, естественно, весьма сложна, и мы не будем воспроизводить ее схему в данной книге. Здесь будут рассмотрены схемы отдельных секций данной линии, которые являются типичными для иллюстрации методов ее контроля. На фиг. 12. 27 показана гидросистема производственного узла с внешним регулированием подачи. Описание последовательности ее работы приводится ниже.
Перемещение вперед. Электрический импульс включает соленоид и перемещает золотник. В результате масло, попадая в полость Ср перемещает поршень вперед до положения, в котором «обратный» концевой переключатель отключает указанный соленоид. Масло из полости С2 выжимается в полость Сг через контрольный клапан.
Подача. Собачка подачи 1 перемещает золотник, направляя поток из полости С2 через дроссель с установленным сопротивлением для уменьшения скорости перемещения поршня.
Возврат. В крайнем переднем положении включается «передний» концевой переключатель, вводящий в цепь питания соленоид «возврата», что изменяет направление подвода масла в полость гидроцилиндра па обратное.
Остановка. В крайнем заднем положении вводится в действие «задний» концевой переключатель, и собачка «остановки» перемещает золотник, перекрывая все отверстия.
Ручное регулирование. Золотник может быть перемещен в любой момент до различных положений с помощью ручного управления, «152
конечно в тех случаях, когда происходит соответствующая операция.
Дополнительное оборудование. Концевой переключатель «быстрого перемещения вперед?? может подключить к питающей сети соленоид «перемещения вперед» в любой точке
Фиг. 12. 27. Гидравлическая система узла с внешним регулированием подачи:
1 — гидравлический цилиндр; 2 — концевой переключатель обратного хода; 3 — концевой переключатель прямого хода; 4 — концевой переключатель быстрого перемещения (дополнительный); 5 — собачка подачи 2; 6 — собачка подачи 1; 7 — собачка остановки; 8 — входное сопротивление (дополнительное); 9 — регулирование расхода масла; 10 — регулирование расхода масла (дросселирующая диафрагма — дополнительная); // — узел клапана управления.
цикла. Собачка «подачи 2» сдвигает золотник для измерения скорости перемещения при использовании второй системы регулирования подачи. Электрическое реле задержки применяют для обеспечения короткой паузы в крайнем переднем положении перед возвратом поршня. При проточном золотнике в положении «остановка» линия обратного потока из полости Сг и линия питания сообщены с линией, ведущей в резервуар.
Для узлов подачи инструмента с внутренним регулированием применяется очень простая система, показанная на фиг. 12. 28. Системой предусмотрена следующая последовательность операций.
Перемещение вперед. Электрический импульс включает в цепь питания соленоид «перемещения вперед», который сдвигает золотник до положения, при котором поток масла в цилиндре сдвигает
453
поршень вперед, освобождая конечный переключатель «обратного перемещения».
Подача. При перемещении поршня в определенный момент перекрывается среднее окно. В результате вытекающее масло направляется через устройство, уменьшающее расход масла до установленного значения для изменения скорости перемещения поршня.
Фиг. 12.28. Гидравлическая система узла с внутренним регулированием подачи:
1 — гидравлический цилиндр; 2 — концевой выключатель обратного хода; 3 — концевой выключатель прямого хода; 4 — узел регулирования протока масла; 5 — четырехходовой золотник (прямой ход, включается соленоидом).
У-227л
Фиг. 12.29. Гидравлическая система с питанием от нерегулируемого насоса для узла с внешним регулированием подачи инструмента.
Обратный ход. В крайнем переднем положении вводится в действие конечный переключатель прямого хода, отключающий цепь питания от соленоида «перемещения вперед». Пружина перемещает золотник, изменяя направление подачи масла в цилиндр для быстрого возврата поршня в крайнее заднее положение.
Дополнительное оборудование. Электрическое реле задержки является устройством, обеспечивающим короткую паузу в крайнем переднем положении перед возвратом поршня. На фиг. 12. 29 показана типовая гидросистема для производственного узла, приводимого двумя нерегулируемыми насосами с двумя узлами подачи инструмента с внешним регулированием. Каждый из узлов подачи приводится собственным насосом, причем в системе 454
используется проточный золотник. Эта система имеет характеристики системы с постоянной подачей.
На фиг. 12. 30 приведена схема гидросистемы, в которой регулируемый шиберный насос с подачей 114 л!мин применяется в каче-
4', 8 njnun
стве источника энергии для трех цилиндров системы технического контроля, имеющих общий золотниковый распределитель, одного контрольного цилиндра с индивидуальным золотником и трех фиксирующих цилиндров с общим золотниковым распределителем. Все золотники двухпозиционного типа. В дополнение три узла с внутренним регулированием подачи обслуживаются тем же источником энергии. Регулируемый шиберный насос постоянно находится под давлением, величина которого изменяется в соответствии с нагрузкой. В системе предусмотрены ограничительные клапаны,
455
определяющие величину подачи масла ко всем ее компонентам. Эти система обладает характеристиками системы с постоянной подачей.
Вся гидросистема является объединением отдельных систем, аналогичных описанным выше. Клапанная система и система регулирования, естественно, взаимосвязаны и электрически сблокированы; управление системой осуществляется главной контрольной панелью.
12. 5. Протяжные станки
Одно из первых применений гидропривода было осуществлено в протяжных станках. Практика показала, что применение гидро-
Фиг. 12. 31. Вертикальный однопоршпевой станок для обработки поверхностей протяжкой.
привода позволяет значительно увеличить скорости резания. В дополнение к этому постоянный контроль за величиной усилия резания по давлению в цилиндре позволяет определить время для заточки 456
инструмента, допуская работу станка при максимальной отдаче. Первоначально процесс протяжки применялся исключительно для окончательной поверхностной обработки отверстий с фигурным контуром, и большинство старых машин были станками горизонтальной протяжки. Успешное примене-
ние гидропривода привело к тому, что метод протяжки был принят для поверхностной обработки и протяжные станки стали необходимым инструментом для осуществления быстрой и качественной доводки поверхностей.
На фиг. 12. 31 показан вертикальный однопоршневой станок для протяжки поверхностей, выпускаемый фирмой Detroit Broach and Machine Co. Протяжки в станках этого типа должны иметь очень жесткие опоры, так как резание осуществляется только одной стороной. Ползун протяжки опирается на тяжелую вертикальную колонну, имеющую упрочненные направляющие. Инструмент протягивается дифференциальным гидропоршнем, что предпочтительнее проталкивания. Обрабатываемая деталь размещается на зажимном столе станка, в котором зажим осуществляется гидравлическим путем, и перемещается в положение обработки, при котором стол механически жестко фиксируется, так чтобы нс деформироваться под действг:ем усилия резания. Привод зажимного стола и механизма перемещения гидравлически и электрически сблокированы для предупреждения возможности поломки деталей станка
и инструмента. Станок можно эксплуатировать при трех режимах управления: полностью автоматическом, полуавтоматическом и ручном.
Гидросистема станка показана на фиг. 12. 32. Гидропривод обеспечивается насосом Oilgear, работающим в двухпоточной замкнутой системе. Величина подачи насоса в любом направлении поддается регулировке; реверс насоса осуществляется с помощью пилотных клапанов, имеющих соленоидный привод. Внутренняя
457
Фиг. 12. 32. Гидравлическая система стайка для обработки поверхностен протяжкой:
I — манометр; 2 — ползун; 3 — переливной клапан; 4 — дифференциальный клапан; 5 — поддерживающий клапан; 6 — нерабочее положение зажимного стола;
7 — масляный насос Oilgear; 8 — насос привода зажимного стола; 9 — четырех-ходовой распределитель.
гидросистема насоса аналогична показанной на фиг. 11.27. При быстром возврате используется регенеративная сеть, включаемая с помощью пилотного золотника, который направляет поток возврата из полости штока гидропоршня в поршневую полость. Для зажимного гидромеханизма, з котором отношение площади прижима к площади размыкания равно 1:1, используется отдельный насос.
Пилотное давление для перемещения четырехходовых золотников обеспечивается встроенным в насос Oilgear вспомогательным шестеренным насосом. Тот же насос является бустерным для вспомогательного зажимного насоса.
12. 6. Строгальные станки
В качестве типового примера строгального станка тяжелого назначения, в котором использован современный гидропривод, можно выбрать станок фирмы Rockford Machine Tool Со. Этот станок может быть поставлен как в виде односторонне открытого, так и в двухкорпусном исполнении в трех основных типоразмерах — от 92 X 92 см и 106 > 106 см до 152 X 152 и 180 X 180 см. Станок может быть поставлен с ходом стола от 3 до 7,2 м через 0,6 м. Мощности привода выпускаемых станков — 60 и 100 л. с. (Малые станки не выпускаются с мощностью 100 л. с.) В станке используются три основных диапазона скоростей с бесступенчатым изменением, объяснение которых будет приведено ниже. Диапазон низких скоростей до 30 м/мин, средних до 45 м!мин и высоких до 90 м/мин. Скорости возврата до 90 м/мин
На фиг. 12. 33 показан строгальный станок односторонне открытого типа. Этот станок обладает следующими эксплуатационными свойствами. Как стол станка на направляющих, так и боковая головка суппорта могут быть быстро перемещены в любом напра влении, в котором может быть осуществлена гидравлическая подача. Положение быстрого перемещения для каждого движения выбирается рычагом на коробке подач. Управление направлением перемещения осуществляется непосредственно с кнопочного подвеса, без необходимости дальнейшего перемещения рычагов подачи. Положения рычагов подави и перемещения разделены; этим предотвращается случайное включение перемещения. Двигатель перемещения расположен в тыльной части коробки передач и непосред* ственно связан с валом траверсы. Двигатель с увеличенным пусковым моментом, по типу применяемых в грузоподъемных механизмах, обеспечивает достаточную мощность для всех движений перемещения. В продольно-строгальных станках Rockford подъем по направляющим и перемещение осуществляются разными двигателями и системами управления. Суппорт на поперечных направляющих фиксируется к колонне в передней и тыльной части с помощью мощных механических зажимов с гидроприводом. Электродвигатель подъема направляющих сблокирован с соленоидными клапанами, которые автоматически освобождают зажимы при нажатии на кнопку 458
«вверх» или «вниз» и автоматически их фиксируют при освобождении этих кнопок. Таким образом, фиксация направляющих полностью автоматизирована. Автоматические гидроподъемники суппорта синхронизированы с перемещением стола, и, таким образом, при изменении длины хода не требуется переналадка станка Если поднятие инструмента нежелательно, подъемник-может быть выключен в желаемом положении на любой из головок станка. Наиболее тяжелый инструмент поднимается весьма легко. Значительная скорость подъема инструмента уменьшает холостой ход стола.
Фиг. 12. 33. Строгальный станок односторонне открытого типа
Управление столом. Во всех продольно-строгальных станках Rockford с тройной гидросетыо имеется новое подвесное управление типа DU. Все перемещения стола поддаются управлению непосредственно от подвесной панели с помощью клапанов с соленоидным приводом Стол можно пустить в ход, остановить, передвинуть на небольшое расстояние и панель в любом направлении, а также мгновенно замедлить скорость подачи до 4,5 м/мин (для резания при попадании на отбеленный чугун в отливках) с помощью простого кнопочного управления. Может быть выбран мгновенно любой диапазон скоростей резания; точная величина скорости резания может быть отрегулирована в каждом диапазоне. Тахометр со шкалой скоростей резания, постоянно подключенный во время работы, расположенный на панели, показывает в период работы скорость резания. Выбор величины подачи как в начале, так и в конце рабочего хода может быть сделан с помощью подвесного управления. Та же панель позволяет управлять основным двигателем. включать и останавливать вертикальное перемещение
454
суппорта; таким образом, оператор полностью контролирует работу станка с любого нормального рабочего положения.
Гидравлические демферы, предусмотренные в каждом конце цилиндра привода стола, обеспечивают защиту от возможности его перехода через крайнее положение. Если оператор но какой-либо причине не останавливает ход стола при его перемещении до крайнего положения, стол автоматически замедляется и останавливается е помощью встроенных демпферов. Гидравлические предохранительные клапаны постоянно обеспечивают защиту обрабатываемой детали и станка от поломки и тем самым устраняют необходимость в срезающихся элементах.
Для направляющих стола предусмотрено дополнительное защитное устройство. На панели управления размещены переключатель давления и реле времени, соединяющие систему смазки и основной двигатель привода. Реле времени отрегулировано так, что на время нарастания давления в системе смазки до нормальной величины дается 30 сек после пуска основного двигателя. Если за это время давление1 не вырастает до нормальной величины, переключатель давления выключает основной двигатель привода. То же самое случается при выходе из строя системы смазки из за отсутствия масла или по другой причине. Таким образом, стол станка не может быть пущен в действие без достаточной смазки.
Гидрав.шческие системы. Станок приводится в действие с помощью насоса Oilgear типа DU с регулируемой подачей, расположенного в замкнутой реверсивной системе. Подача насоса для агрегата мощностью 60 л. с. составляет 405 л/мин, для агрегата 100 г. с. — 650 л/мин. Расчетное давление системы 77 кг/см2; переливной клапан установлен на давление 120 кг/см2 для мгновенных нагрузок, возникающих при реверсе. Два встроенных в систему насоса, каждый из которых подает 42 л/мин при давлении соответственно 7 и 17,5 кг/см2, обслуживают систему управления насоса, клапаны «пилотного» управления системы, а также другое вспомогательное оборудование. Для подпитки системы используется насос V-134-10 фирмы Vickers на давление 28 кг/см2 с отдельным приводом. Этот насос также создает противодавление 28 кг!см2 в полости возврата основного гидроцилиндра при ходе резания для предотвращения вибрации режущего инструмента (см. фиг. 7. 20).
Система управления типа DU была специально разработана фирмой Oilgear Со. для применения в станках Rockford. Система управления дает возможность установить регулируемый элемент насоса в одном из двух зафиксированных положений, соответствующих медленному перемещению в процессе резания в любом направлении: в одном промежуточном положении между медленным и самым быстрым перемещением в каждом из направлений и в нейтральном положении, соответствующем остановке стола. Дополнительные изменения диапазона скоростей перемещения стола осуществляются путем ныбора одной из трех комбинаций площадей гидроцилиндра стола Система управления реагирует как на электри-460
ческие, так и на механические сигналы. Электрические сигналы идут от подвесной панели управления и управляют пуском, остановкой, медленным перемещением и изменением скорости перемещения стола. Механические сигналы поступают от кулачков, расположенных на столе, и обеспечивают реверс перемещения стола и продолжение цикла возвратно поступательного движения. Кулачки реверса механически перемещают систему управления насоса DU в положение, близкое к нейтральному; затем система управления быстро переключается на выбранную подачу хода реверса, перемещая с собой все механические связи.
Фиг. 12.34. Гидравлический узел Oilgear DU.
Система управления DU используется в сочетании с блокирующим клапаном, расположенным в тыльной части насоса, который автоматически запирает и открывает гидравлическую систему. При ходе резания и ходе возврата блокирующий клапан сообщает соответствующие линии возвратного тока с полостью переливного клапана, настроенного на давление 28 кг/см? для предотвращения вибрации инструмента и колебания стола. При ускорении и замедле нии стола этот клапан перекрывает линии возвратного тока от давления подпитки. Через этот клапан также сбрасывается масло, которое может подаваться насосом при нейтральном положении, что устраняет возможность движения стола.
На фиг. 12. 34 показан силовой агрегат с насосами, системой управления и вспомогательными клапанами. В насосе предусмотрены два обратных клапана на всасывании, обеспечивающие подпитку насоса маслом из резервуара, по отсутствует клапан изменения направления всасывания. Излишки масла в замкнутой системе сбрасываются через переливной клапан, отрегулированный на давление 28 кг/см2.
29 1211
461
Гидравлическая система станка показана на фиг. 12. 35. Из нее видно, что станок приводится в действие с помощью двух гидроцилиндров: одного двухдействующего и одного од недействующего, расположенных так, что при своем движении они «тянут» стол. Такая схема обеспечивает возможность осуществления трех скоро-
Фиг 12. 35. Схема гидравлической системы строгального станка Rockford:
1 — цилиндр подачи; 2 — подъемники инструмента; 3 — гидроцилиндры зажима направляющих.
462
стей резания: низкой, при которой действуют гидропоршни V и Л,— второй со стороны штока; средней, при которой действует только гидропоршень Y, и высокой, при которой действие осуществляется за счет давления на стороне гидроцилиндра X, соответствующей проходному штоку. Усилия резания, естественно, обратно пропорциональны скоростям резания. Такое устройство представляет собой ступенчатое приближение к системе постоянной мощности, которая желательна для оборудования этого типа. Обратный ход осуществляется при повышенной скорости путем одновременной подачи масла в полость поршня Y и головную полость поршня X. Станок имеет нижеследующую последовательность операций (см. фиг. 12. 35):
1. Когда станок находится на холостом ходу, подача регулируемого насоса равна нулю; насосный агрегат с постоянной подачей питает гидроцилиндры, фиксирующие каретку на направляющих, и подает масло в систему управления станка.
2. При смещении регулируемого элемента основного насоса для пуска станка в ход масло подается через узел Р к штоковому концу гидроцилиндра X и в гидроцилиндр Y для осуществления малой скорости резания. В конце хода резания регулируемая собачка механически перемещает золотник S, обеспечивающий питание подъемников инструмента, возврат питающего цилиндра и перемещение четырехходового золотника узла Р, что направляет подачу насоса в цилиндр Y и головную часть цилиндра X в тот момент, когда насос изменяет направление подачи под действием управляющих элементов, связанных с золотником S.
После этого стол возвращается в начальное положение при повышенной скорости.
3. Включение соленоида R2 с помощью селекторного переключателя перемещает трехходовой золотник узла Р в положение среднего диапазона скоростей. При этом давление подводится только в цилиндр Y, часть масла перетекает из головной в штоковую полость гидроцилиндра X. Движение стола меняется на противоположное после того, как золотник S механически перемещается и сдвигает четырехходовой золотник узла Р в положение быстрого возврата.
4. При выключении соленоида R2 из сети и включении R3 «пилотное» давление подводится к большей площади четырехходо-всго золотника Р, что перемещает и фиксирует его вне зависимости от положения золотника S. В этом случае гидроцилиндры осуществляют быстрый ход как в прямой, так и в обратном направлении.
5. Подвод питания к соленоиду R1 приводит к тому, что подача заготовки осуществляется не при ходе резания, а при обратном ходе.
6. Клапан с соленоидным приводом, предусмотренный па выходе насоса Y устраняет нежелательное осуществление подачи через рычажное устройство при каждой остановке стола.
Блокировочный клапан (показанный расположенным наклонно к насосу Л) обеспечивает сохранение давления подпитки в линиях 463
обратного тока как При ходе резания, так и при обратном ходе. Кроме того, при нейтральном положении насоса этот клапан шунтирует все остальные линии насоса для устранения перемещения стола.
12. 7. Шлифовальные станки
На фиг. 12. 36 показан универсальный вертикальный шлифовальный станок, изготавливаемый фирмой Springfield Machine
Фиг. 12. 36. Универсальный вертикально-шлифовальный станок.
Tool Со. Этот станок является универсальным инструментом; на нем может быть осуществлено как внутреннее, так и наружное шлифование цилиндрических и конических поверхностей, а также плоское шлифование заплечиков валов и крупных торцов. Применяются 464
Фиг. 12. 37. Схема гидравлической системы вертикально-шлифовального станка:
/ — вертикальный гидролициндр; 2 — гидроцилиндр^ подачи с правой руки; 3 — гидроцилиндр подачи
с
Соленоиды головки
Назначение С/ С2 сз С4 CS
Автоматическое дви-
жение вверх . . . Автоматическое дви- 1- — 1- 1
жение вниз .... -1 — 4
Бысгрый ход вверх 4* 4- +
Быстрый ход вниз Приближение к + + 4- — 1-
верхней точке . . . Приближение к т — — + 4-
нижней точке . . Нейтральное поло- -1 — + — 4-
жение — — — — —
левой руки.
Соленоиды передней подачи и быстрого перемещения
Назначение
| С8 | С9
СЮ
перемещение
Быстрое
вправо
Быстрое перемещение влево
Прямая подача вправо . .
» » влево . . .
Нейтральное положение. .
Соленоиды рабочего шпинделя
Назначение
СИ
С12
С13
Вращение по часовой стрелке ..............
Торможение ............
Вращение против часовой стрелки........‘......
Торможение ... ........
Медленный поворот по часовой стрелке..........
Медленный поворот против часовой стрелки .......
Свободное вращение . . . .
Мгновенное включение . .
4-
465
30
Эрнст 1211
два метода шлифования: круговое и плоское, с возвратно-поступательным ходом. Станок имеет гидравлический силовой привод и электрическое управление с помощью соленоидных клапанов. Основными узлами станка, имеющими гидравлический привод, являются следующие: рабочий шпиндель, который приводится во вращение от гидромотора через ременную передачу; вертикальный суппорт, перемещающийся с помощью гидродилиндра; поперечная каретка для быстрого перемещения получает привод ст гидромотора и для медленного — от силовых гидроцилиндров. Гидравлическая система станка показана на фиг. 12. 37. Работа системы вкратце описана ниже.
Рабочий шпиндель. Привод шпинделя осуществляется гидромотором Е, управляемым пружинцо-центрируемым четырехходовым золотником D и клапаном управления Я подачи насоса. Для торможения используется переливной клапан переливной клапан V обеспечивает контроль за нормальной величиной давления. Оба клапана сообщаются с атмосферой золотником С.
Работа шпинделя. При селекторном переключателе шпинделя, повернутом в положение «выключено», соленоиды СИ, С12 и С13 выведены из сети питания. Золотник D находится в центральном положении и все его окна открыты. Шпиндель может вращаться вхолостую При селекторном переключателе, установленном в положение «прямое вращение» или «обратное вращение», в сеть питания включаются либо соленоид СИ, либо соленоид С13.
Если селекторный переключатель тормоза шпинделя переводится в положение «включено», соленоид СИ включается з цепь питания. При этом перекрывается сообщение переливного клапана V с атмосферой для создания давления в системе и открывается сообщение с атмосферой в переливном клапане F для связи последнего с резервуаром. После этого гидромотор Е вращается в желаемых направлениях.
Перемещение селекторного переключателя в положение «выключено» выводит соленоиды СИ, С12 и С13 из цепи питания и позволяет гидромотору Е остановиться с помощью проточного золотника D.
Для торможения необходимо перевести переключатель в положение «тормоз», что оставляет включенным соленоид, предварительно выбранный для золотника D, но выключает из цепи соленоид СИ. В результате переливной клапан V сообщается с атмосферой, но отверстие, сообщающее с атмосферой тормозной переливной клапан F, перекрывается для создания тормозящего усилия.
Шлифовальная головка. Работа последней осуществляется следующим образом. Если селекторный переключатель голозки позер-нут в положение «ход», соленоид С5 на золотнике Р вводится в цепь питания и перекрывает сообщение с атмосферой переливного клапана W, что создает давление в системе. Соленоид С1 золотника U одновременно вводится в цепь питания, для того чтобы пилотное давление могло переместить клапаны замедления Т и N и обратный 466
клапан с пилотным управлением. Это приводит к открытию трубопроводов, ведущих к гидроцилиндру вертикального перемещения, и позволяет шлифовальной головке совершать вертикальное возвратно-поступательное перемещение между двумя концевыми переключателями LST и LSB.
Концевые переключатели 1.ST и LSB изменяют направление перемещения головки введением в цепь соленоидов СЗ и С4 распределителя Q. Эта гидравлическая система является системой с дифференциальным гидроцилиндром, в которой распределитель Q соединяет полость большего гидропоршня либо с нагнетанием насоса, либо с резервуаром. Скорость перемещения ползуна на направляющих может быть изменена с помощью управляющего золотника О, расположенного на линии нагнетания перед золотником Q. расположенным в правой части станка
При автоматическом движении вверх и вниз соленоиды СЗ и С4 взаимно меняют положение.
При приближении вниз и вверх скорость определяется золотником контроля подачи О.
Клапан 7? шунтирует золотник О регулирования подачи для осуществления быстрого перемещения вверх или вниз по вертикальным направляющим.
Уравновешивающий клапан М обеспечивает равномерную скорость перемещения ползуна вверх и вниз и предохраняет систему от разгона при ходе вниз псд действием силы тяжести.
Вспомогательные системы (с приводом от механизма шлифовальной головки). Пружинно-центрируемый клапан 3 управляет движением двух дифференциальных гидроцилиндров подачи. При соленоидах С6 и С7, выведенных из сети питания, полости с большими поршнями сосбщаюгся с резервуаром. Со стороны штока в гидроцилиндры постоянно подводится давление, так что при центральном положении клапана 3 оба поршня отведены в крайнее заднее положение.
При включении любого из соленоидов С6 и С7 в сеть питания в соответствующий гидроцилиндр подводится давление в полость с большей площадью для осуществления хода подачи. Оба соленоида так сблокированы, что один не может быть включен при включенном другом.
Включение клапана 3 осуществляется воздействием шлифо вальной головки на концевые переключатели LST и LSB. управление клапана производится кнопочными переключателями на подвесе.
Гидравлическая система, обеспечивающая быстрое перемещение и прямую подачу поперечного ползуна. Пружишю-центрируемый клапан I управляет движением гидромотора Я. Пружинно-отжатый золотник К либо держит золотник управления подачей жидкости в положении внешнего регулирования гидромотором Н, либо байпасирует последний.
Для быстрой подачи клапан 1 перемещается в положение контроля направления и клапан К, перемещается в положение
3D* 467
байпаса золотника управления подачи жидкости L, что позволяет гидромотору Н работать при максимальном, расходе.
Для передней подачи клапан /. переводится в управляющее положение, а соленоид клапана К выключается из цепи питания. В результате гидро'мотор Н управляется клапаном. L, который расположен в правом конце станка. В дополнение к основным гидравлическим системам привода основных компонентов станка в станке имеются вспомогательные системы для смены положения стойки и привода устройства правки кругов.
12. 8. Фрезерные станки .
Фирма Cincinnati Milling Machine стала одной из ведущих в области масляного гидропривода как сточки зрения теоретических разработок, так и с точки зрения ее промышленного использования. Одним из первых достижений этой компании явился фрезерный станок Hydromatic, описанный в первом издании этой книги.
-j
Фиг. 12. 38. Фрезерный станок Ну Poweromatic.
С тех пор этот станок был заменен фрезерным станком HyPowero-matic, который будет описан ниже.
Этот станок выпускается трех основных типоразмеров, имеющих разные продольные и поперечные размеры стола, — от 1,5 X 0,45 м до 4,9 X 0,66 м при ходе стола до 4,25 м и выпускается в простом и сдвоенном виде с копировальной головкой и без нее. На фиг. 12. 38 468
Фиг. 12. 39. Гидравлическая система фрезерного станка Ну Powcromatic.
показан этот станок без копировальной головки. Отличительной особенностью данного станка является применение зубчатореечной передачи с приводом от гидромотора через нереверсируемую шестеренную передачу, заменяющую обычный гидроцилиидр. Это устраняет необходимость применения замкнутой гидравлической системы первого варианта станка, хотя и новый станок Hypoweroma-tic также работает при противодавлении порядка 10 кг!см2.
Как видно из схемы на фиг. 12. 39, гидропривод в системе обеспечивается тремя насосами: насосом высокого давления, имеющим подачу 19 л/мин при максимальном давлении 70 кг/ем.2', насосом низкого давления на подачу 55 л/мин при максимальном давлении 28 кг/см2 и насосом, возвращающим утечку из станины станка в резервуар. Система регулирования давления, показанная сгруппированной в левой части схемы, действует следующим образом. Линия 3 представляет собой линию нагнетания насоса высокого давления и ведет в клапан распределителя А.
Переливной клапан, отрегулированный на давление 70 кг/см2, ограничивает верхний предел по давлению в насосе высокого давления. Линия 3 имеет отвод, ведущий к редукционному клапану (левый верхний угол), подавая жидкость под давлением управления ('-—10 кг/см2) к приводу перекрывающего или байпасного клапана (левый нижний угол). Если требования к скорости перемещения, устанавливаемые золотником скорости, превышают возможности насоса с подачей 19 л/мин, байпасный клапан открывается и подключает параллельно насос с подачей 55 л/мин. Давление в этом насосе ограничено величиной 28 кг/см2, устанавливаемой другим переливным клапаном. Противодавление в системе станка ограничено значением -~10 кг/см2, устанавливаемым клапаном противодавления. При достижении этой величины клапан противодавления освобождает систему для движения под давлением прямого хода. Второй комплект клапанов размещен на кронштейне, встроенном в боковую стенку станины вблизи места оператора. Этот комплект состоит из распределителя А, клапана подачи и быстрого перемещения В, клапана пуска и остановки хода стола, а также клапана ограничения скорости, компенсатора давления С и тормозных и сцепных клапанов шпинделя. Давление управления 10 кг/см2, о котором говорилось выше, используется для гидравлического замедления действия клапанов А и 13, а также для привода сцепного и тормозного клапанов и создания противодавления в гидроцилиндре, используемом для уравновешивания суппорта шпинделя. Гидромотор привода стола имеет две постоянные скорости, которые достигаются путем отключения четырех из восьми плунжеров при ходе быстрого перемещения и использовании всех восьми плунжеров при ходе подачи. (При быстром перемещении, т. е. тогда, когда только четыре плунжера воспринимают момент, другие четыре замыкаются накоротко ) Золотник распределителя перемещается в положение пуска вручную и меняет положение от действия кулачков в ставке с помощью гидравлического переводящего устройства. 470
В процессе подачи масло из гидромотора проходит через компенсированный по давлению клапан регулирования скорости, который является байпасом при быстром движении. В конструкции следует отмстить устройство для устранения холостых движений. Целью этого устройства является уничтожение зазоров между рейкой и двумя шестернями, так что связь в трансмиссии между гидромотором и столом станка абсолютно жесткая. Клапан пуска — остановки непосредственно соединяет линию прямодействующего давления 3 с линией противодавления /. В результате давление подающего насоса падает до 10 kzIcm? и стол останавливается. Золотник шпинделя освобождает тормоз и замыкает муфту сцепления с постоянно вращающимся двигателем шпинделя. В этом станке нашли отражение некоторые современные тенденции в масляной силовой гидравлике. Одной из них является расширенное применение роторных гидромоторов. Привод с роторными гидромоторами является значительно более жестким, чем привод с гндроцилиндрами. Это особо важно в тех случаях, когда ход стола весьма велик. Можно также отметить, что резерс станка осуществляется точным гидравлическим упором. Это обеспечивает минимальное замедление при реверсе, так как постоянная времени действия электрического управления здесь устранена.
12. 9. Машины для литья под давлением и штамповки пластических материалов
В различные машины с гидроприводом, изготовляемые фирмой, входят машины для литья под давлением различных сплавов и пластических полимерных материалов. Литьезые машины выполняются как го типу «гусиная шея», так и с «холодной камерой» для цинка, сплавов алюминия и латуни. Специальные требования, которые предъявляет практика литья под давлением, отражаются в некоторых интересных элементах гидросистем таких машин. Одной из наиболее известных среди них является модель l1/,, которая перестановкой деталей может быть выполнена по типу «гусиная шея» для литья цинка, олова и сплавов на свинцовой основе или машиной с «холодной камерой» для литья алюминия, магния и латунных сплавов. Машина с подвесной печью и «гусиной шеей» показана на фиг. 12. 40.
В принципе машина состоит из коленно-рычажного механизма с приводом от гидроцилипдра, который служит для плотного замыкания двух половинок штампа литьевой машины. После того как половинки штампа плотно замыкаются с помощью указанного механизма, туда подается жидкий металл под давлением плунжера с гидроприводом. Жидкий металл переносится в подвесной печи, показанной в правой части фиг. 12. 40, и поступает в трубку, изогнутую в форме «гусиной шеи», расположенную внутри печи. Плунжер над трубкой, приводимый в движение давлением масла, нагне-
471
тает жидкий металл в пространстве между двумя половинками штампов. Сложные штампы оборудуются гидроцилиндрами вытяжки стержней, которые вынимают последние перед тем, как готовая деталь извлекается после открытия машины с помощью гидроцилиндров коленно-рычажного механизма.
Машина, показанная на фигуре, оборудована для нового’про-цесса, разработанного компанией под названием Vacucast, в котором
Фиг. 12.40. Машина для литья цинковых деталей под давлением, модель Р/2
столы штампа окружаются колпаком, состоящим из двух половинок, образующим воздухонепроницаемое соединение в положении почти замкнутых половинок штампа. В этом положении из замкнутого пространства удаляется воздух с помощью большого вакуумного резервуара. После этого половинки штампа полностью смыкаются и металл нагнетается в вакуумированное пространство. Литье, получающееся в результате этого процесса, отличается высоким качеством, большой плотностью и хорошим состоянием поверхности.
Модель 1х/а с «гусиной шеей» имеет штамповые столы размером 800 X 740 мм, максимальное штамповое пространство размером 560 мм и штамповое окно размером от 172 до 260 мм. Коленно-рычажный механизм обладает максимальным сжимающим усилием, равным 2-75 т. При гидравлическом поршне диаметром 102 мм и при давлении 70 кг/см* достижимая сила давления 472
равна 5700 кг. При диаметре стандартного плунжера, действующего на металл, равном 6,3 мм, в жидком металле развивается давление до 185 кг!см2. Зес отливки из цинка до 6,8 кг. Минимальное время «сухого» цикла равно 6,5 сек. Вес машины около 7500 кг.
Для сплавов алюминия и латуни схема машины с «гусиной шеей» сказывается неподходящей; здесь жидкий металл должен быть залит с помощью ручного ковша. Для этой цели машина видоизменяется; подвесная печь и «гусиная шея» убираются и взамен их устанавливается гидроцилиндр горизонтального действия. Вс всех других отношениях машина остается той же самой. Работа машины «с холодной камерой» заключается в следующем. Машина оассчитана как на полуавтоматическое, так и на ручное управление. При полуазто магическом управлении половинки штампа закрываются вручную с помощью кнопочного управления па панели; после этого оператор заливает металл и нажимает на ножную педаль, перемещая плунжер в продольном направлении. Остальная часть цикла является автоматической и управляется с помощью регулируемого электрического устройства. Плунжер остается в выдвинутом вперед положении и при размыкании половинок штампа выдвигается дополнительно на 90 мм для выброса отливки перед возвратом. При ручном управлении агрегатом для этой цели используются четыре кнопочных переключателя на панели управления. Два верхних открывают и закрывают штамп; два нижних воздействуют на плунжер. Машина электрически сблокирована так, что нет опасности выброса металла в тот момент, когда две половинки штампа еще не сошлись плотно. Предусмотрены меры для автоматического извлечения отливок. В плитах штампа предусмотрены сверления для подсоединения устройства для выемки стержней; на панели управления имеется кнопочный переключатель, вводящий в действие при необходимости гидроцилиндры стержней.
В настоящее время возможно использование вакуумной системы для автоматического заполнения камеры штампа металлом. Сообщается также о возможности литья алюминиевых сплавов с небольшим процентным содержанием кремния, что допускает анодирование этих отливок. Машина для литья алюминия имеет диаметр впрыскивающего цилиндра, равный 150 мм, и полный ход плунжера 278 мм. При использовании плунжера диаметром 50,8 мм обеспечивается давление в металле, равное 630 кг!'см2. В машине могут быть изготовлены отливки из алюминия весом до 1,7 кг. Гидравлическая система машины показана на фиг. 12. 41. Приводным агрегатом является комбинация насосов высокого и низкого давления фирмы Vickers, имеющая общую подачу 130 л!мин и оборудованная переливным, обратным и разгрузочным клапанами. Гидроцилиндр, замыкающий штампы, приводится от этого агрегата с помощью четырехходового распределительного золотника с пилотным управлением. Другая линия от агрегата ведет к одному из входов четырехходового золотника, имеющего два напорных окна, который устроен так, что прямой коток от насосоз используется для возврата в перво-
473
начальное положение гидроцилипдра, создающего давление в металле. Подача масла для хода плунжера вперед или хода впрыскивания осуществляется по второму трубопроводу, ведущему к масляным аккумуляторам с азотной подушкой, которые обеспе-
Насос 131 л/мин = 2180 см3/сек
тт Закрытые........ 4720 см3/сек = 2,16 сек
Открытые........ 4030 » =1,85»
, Вниз.....................1550 см.3/сек — 0,71 сек *
L‘ Вверх...................1160 » =0,53 »
Полное теоретическое время цикла 5,25 сек Действительное время сухого цикла около 6,5 сек
* Время, необходимое для срабатывания аккумулятора. Если применяется вытяжка стержней, время цикла увеличивается и зависит от размеров и числа дополнительных гидроцилиндров.
Фиг. 12. 41. Гидравлическая система литьевой машины, модель Р/2-
чивают быструю заправку металла с помощью масла под давлением из аккумулятора. Аккумуляторы заряжаются насосным агрегатом при давлении, величина которого контролируется подпружиненным клапаном согласования, реагирующим на давление. Этот клапан под действием давления в аккумуляторе приводит в движение лру-474
жинно-отжатый золотник S с пилотным управлением. В нормальном (пружинно-отжатом) положении через этот золотник осуще ствляется связь между аккумулятором и линией нагнетания насоса. Увеличение давления в аккумуляторе приводит к перемещению золотника Т, который, в свою очередь, пропускает масло под давлением к пилотному поршню золотника и перекрывает связь между линией нагнетания насоса и аккумулятором. При зарядке аккумулятора по пилотной линии подводится давление в верхнюю часть разгрузочного клапана Са, предотвращающее его открытие. Таким образом, для быстрой зарядки аккумулятора используется объединенная
Фиг. 12 42. Машина для литья пластмасс под давлением (модель 300 ТА-12/160).
подача обоих насосов. Постоянное давление вс всей системе поддерживается насосом высокого давления, имеющим небольшую подачу. Машина снабжена масляным холодильником, снимающим тепло, возникающее при работе, и в то время, когда насос с постоянной подачей поддерживает давление в системе.
Фирма Reed Prentice выпускает также серию литьевых машин для полимерных материалов с единовременной подачей от 19 до 90Э г пластического материала. Принцип действия литьевой машины для пластмасс очень похож на принцип действия машины для литья металлов под давлением; основным отличием здесь является то, что вместо подачи жидкого металла в пространство, из которого он впрыскивается в штамп, гранулированный пластический материал подается из засыпной воронки в электрически разогреваемую пластификационпую камеру. Из этой камеры материал в пластическом состоянии подается в пространство между половинками штампа с помощью поршня гидроцилиндра. В обычных случаях не требуется большая скорость подачи материала, поэтому аккумуляторы давления здесь не применяются.
475
На фиг. 12. 42 показана литьевая машина этой фирмы модели 300 ТА-12/160, имеющая подачу материала до 0,450 кг за ход. Ее технические данные приводятся ниже.
Подача материала на один ход (в зависимости от ма-
териала и конструкции штампа) в г................ 340- -450
Усилие сжатия штампа в т..................... 300
Ход замыкателя в см.......................... 19 —32
Габариты стола (ширина, умноженная на высоту) в см ... ......................... 73,5x82,5
Диаметр связующих стержней в см.............. 10
Производительность пластификатора в кг/ч . . . . 56,5
Мощность электродвигателя в кет ' 22"
Бес в кг................................... 9200
Число циклов за час (максимальное) .... 360
Гидравлическая система типовой машины показана на фиг. 12. 43, ее описание приводится ниже.
Гидропривод системы осуществляется тремя насосами с приводом от электродвигателей, из которых насос Вх — высокого давления, рассчитанный на давление 84 кг/смъ, а В2 м С — насосы низкого давления, величина которого ограничивается разгрузочными клапанами J3 и Je и равна 25 кг! см2. Насос Вг непосредственно подсоединен к системе гидроцилиндров штампа и защищен от перегрузки переливным клапаном G, установленным па давление 84 кг/см2. Гидроцилиндр штампа управляется четырехходовым золотником 1Г2 с пилотным приводом с помощью пилотного клапана с соленоидным включением. Скорость поршня гидроцилипдра ограничивается дросселем ИД. Клапан ИД —• блокирующий. Для осуществления возможности замыкания половинок штампа необходимо включить соленоид 1Г3ав цепь питания. Клапан ИД предотвращает случайное перемещение стола штампа.
Клапан Sx является клапаном последовательности действия, который открывается при давлении 70 кг!см2, пропуская масло под давлением из насоса в систему впрыска и этим обеспечивая постоянное действие полного давления па штамп.
Когда клапан Jt приводится в действие, клапан J3 выводится из рабочего положения, после чего давление насоса Вг определяется клапаном Js. Давление в клапане Д определяется тогда установкой клапана /Д.
После того как клапан Д выключается из цепи питания, давление в золотнике /8 определяется более низкой установкой клапана К2. При включении клапана /7 клапан Jв перестает действовать и давление насоса С определяется золотником J8
Давление для впрыска материала подводится к четырехходовому клапану S1( с соленоидно-пилотным управлением для привода плунжера впрыска. Клапан S2 осуществляет возврат масла из дифференциального конца плунжера в головной конец до того момента, пока давление в системе не превзойдет величину, установленную на клапане S2, после этого масло из штокового конца цилиндра сбрасывается в резервуар.
4/6
Клапан S3 перемещается действием пилотного давления хода возврата и дает возможность сброса избытка масла из головного конца цилиндра в резервуар при ходе возврата. Переключатели сети выполняют следующие функции:
Фиг. 12. 43. Типовая схема гидравлической системы литьевой машины для пластмасс.
LSI и LS2, включаемые при закрытии защитной дверки, являются предохранительно-болкирующими при закрытии половинок штампа;
LS3, включаемый при замыкании половинок штампа, включает соленоид Sxt, управляющий движением плунжера в камеру, а также включает соленоиды и J7a, замедляющие разгрузку;
477
LS4, включаемый при перемещении плунжера, выводит из питания сети соленоид Stb в крайнем переднем положении плунжера;
LS5, включаемый при возврате плкнжера, включает соленоид Srb, в результате плунжер двигается вперед;
LS4 и LS5 включают соленоиды Sja и Sjb через счетчик, который следит за тем, чтобы число ходов плунжера для заполнения цилиндра соответствовало заранее установленному;
LS6, включаемый открытием половинок штампа, выводит из цепи питания UZ2«. Когда используется ограничитель хода штампа, LS6 выводит из цепи питания lF2a и включает U726, в результате половинки штампа начинают закрываться до того момента, пока не перекидывается переключатель LS9, который выключает из сети 1Е’26, и половинки штампа останавливаются.
В конструкции машины может быть поставлено дополнительное закрывающее устройство низкого давления, которое исключает возможность повреждения штампа при попадании между половинками инородных тел. Это достигается путем добавления клапана последовательности действия и пилотного клапана с соленоидным приводом в гидравлическую систему и осуществления необходимых изменений в электрической системе.
12.10. Гидрокопировалькые станки
Суппорт инструмента станка может перемещаться гидроцилиндром, управляемым сервомеханизмом золотникового типа. Если наконечник копира сервомеханизма следует по определенному фасонному контуру шаблона, тогда резец будет следовать по тому же контуру. Этот основной принцип используется в гидрокопироваль-ных машинах. Он позволяет осуществить любой желаемый контур (с ограничениями, которые будут рассмотрены ниже) с помощью заостренного инструмента с одной режущей кромкой. Гидравлическое копицование может быть осуществлено как для 180-градусного копирования (оси копира в плоскости шаблона), так и для 360-градусного копирования. При 180-градусном копировании контур шаблона можно считать геометрической суммой двух взаимноперпендикулярных координат, одной из которых является перемещение стола станка,* а другой — движение элемента суппорта, несущего копир. Ясно, что, если составляющие перемещения перпендикулярны, осуществление контурных углов, больших 45°, без замедления или в конечном итоге остановки продольной подачи становится невозможным. Этот метод используется в 180 градусном копиоовалыюм устройстве Cincinnati, показанном на фиг. 12. 44. Здесь копир перемещает клапан силового сервомеханизма, который управляет движением поршня гидроцилиндра, перемещая суппорт резца. Стол, который перемещает обрабатываемую деталь и шаблон, связан с поршнем другого гидроцилиндра, который также управляется сервомеханизмом. Это осуществляется с помощью дроссельного окна сервомеханизма, которым управляется выход масла 478
из тыльной чгсти гидроцилиндра стола. Копир стремится прижиматься к шаблону, так как золотник пружиной смещен в крайнее нижнее положение, направляя масло под давлением в верхнюю полость гидроцилипдра шпинделя. После того как копир прижмется к шаблону, сервозолотник возвращается в нейтральное положение и дальнейшее перемещение поршня прекращается. Одновременно открывается дроссельное окно в верхней части буксы золотника, пропуская масло из штокозой полости горизонтального гидроцилиндра стола. Таким образом, стол подается в горизонтальном
Фиг. 12. 44. 180-градусный копир.
направлении. Если встречается крутой подъем контура, палец копира отжимается. При этом перемещается сервозолотпик вверх, прикрывая выход из штоковой полости гидроцилипдра стола. Упор в вертикальную стенку шаблона приведет к тому, что деформация пальца копира будет достаточна для полного перекрытия окна и остановки горизонтального перемещения. Другим методом обработки контуров, имеющих углы поворота до 90°, является установка копира под углом 45°. Этот метод применен в копировальном устройстве Monarch Air Gage, которое будет описано ниже. Копировальные устройства Monarch Air Gage поставляются как с зафиксированным углом копира, так и с возможностью его поворота на желаемый угол. Идеальной установкой копира по углу является такая, при которой угол наклона копира делит пополам угол, образованный двумя обрабатываемыми поверхностями, имеющими максимальный наклон друг относительно друга.
На фиг. 12. 45 приводится схема, иллюстрирующая принцип действия копировального устройства Monarch Air Gage. Необходимо отметить, что здесь использован пневмоусилитель, который значительно уменьшает усилия на острие пальца копира. Пневмо-
479
J Масло
Фиг. 12- 45. Принцип действия копировального устройства Monarch Oir Gage:
/ — шаблон; 2 — острие пальца копира; 3— воздушный пилотный золотник; 4 — диафрагма; 5 — резервуар; 6 — пружина; 7 — распределитель; 8 — цилиндр; 9 — поршень; 10 — обрабатываемая деталь.
усилитель представляет собой сервомеханизм с двойным сопротивлением, устроенный по типу мостика Уитстона с одним переменным сопротивлением. Через воздушный пилотный золотник осуществляется постоянная подача воздуха, величина которой устанавливается острием пальца копира для создания переменного давления на нагруженную пружиной диафрагму, перемещающую серво-золотник. Гидравлический четырехходовой сервозолотник выполнен с небольшими положительными перекрышами (0,0075 мм) и ограниченным коэффициентом усиления (кольцевые окна шириной 4,75 aim) для устойчивости. Пружина постоянно передвигает воздушный - пилотный золотпик в положение закрытия, поэтому палец копира стремится касаться шаблона. Если эта система отклоняется перемещением шаблона, воздух начинает стравливаться из пилотного золотника, уменьшая давление за диафрагмой. Это приводит к тему, что пружина, перемещая сервозолотник, стремится остановить дальнейшее сближение суппорта копира и шаблона. Через четыре сопротивления, образующих мостик Уитстона, создается
постоянный проток масла, как это объяснено в разделе 11. 10. Поперечная подача суппорта определяется величиной смещения пальца копира, которая, в свою очередь, зависит от разницы сопротивлений. Если угол наклона копира равен 45°, продольная подача суппорта не должна превышать Ч/г от величины допустимой поперечной подачи.
На фиг. 12. 46 это устройство показано смонтированным на суппорте токарного станка фирмы Monarch. Нужно отметить, что весь механизм устройства, включая гидросиловой привод и резервуар, встроен в суппорт и перемещается вместе с ним. В механизме, предусмотрена тщательная фильтрация как воздуха, так и масла, а также точное регулирование величины давления воздуха с помощью специального регулятора. Головка копира показана на фиг. 12. 47. Из фигуры видно, что стержень М наконечника копира опирается на балочные пружины и реагирует на боковое перемещение., 48C
Фиг. 12. 46. Токарный станок Monarch с копировальным устройством О'Г Gage.
Фиг. 12 47. Копировальная головка.
31 Эрнст 1211
481
В своем нормальном положении стержень будет держать уравновешенный воздушный золотник D в закрытом положении. Небольшое
Фиг. 12. 48. Воздушный механизм привода гидравлического золотника:
1 — к копировальной головке;
2 — дросселирующее отверстие;
3 — подвод воздуха; 4 — диафрагма; 5—уплотнительное кольцо; 6 — шарик; 7 — шайба;
8 — узел гидравлического золотника.
продельное перемещение открывает выход воздуха. На> фиг. 12 48 показано устройство воздушного механизма, действующего на гидравлический золотник. Сам золотник не показан; его действие было пояснено ранее. Рабочее давление жидкости в устройстве 17—17,5 кг!см\ Это устройство реагирует на смещение пальца копира, равное 0,0025 мм; компания гарантирует точность копировальной работы в пределах 0,025 мм. Давление пальца копира Составляет несколько десятков грамм, так что возможно использование шаблонов из неупрочненного материала.
3 копировальном устройстве, выпускаемом фирмой Turchan Follower Machine Со, используется чисто гидравлическая система сервомеханизмов в копи-
ровальной головке, которая реагирует как на радиальные, так и на осевые перемещения. Разрез этой головки приводится На фиг. 12. 49. Модель T-289-OS этой головки предназначена для исполь-
зования только с инструментом, имеющим одну режущую кромку, а модель T-289-SS может быть применена при обработке фрезой как радиального, так и торцового типа. Как видно из фигуры, перемещение вверх пальца копира передается
сервозолотнику через отделяемый шариковый подшипник, расположенный в днище головки. Точно так же продольное перемещение с помощью конической поверхности в подшипнике приводит к перемещению сервозолотника вверх. Золотник представляет собой сервс-482
механизм с низким коэффициентом усиления, имеющий короткие противоположные прорези в отверстиях цилиндра, а не кольцевые канавки. Перекрыта золотников нулевая. Входные, выходные отверстия и окна цилиндров, соединенных соответствующими выходными каналами в корпусе на фигуре не показаны. Небольшой
Фиг. 12 50. Оема устройства копировальной системы:
1 — цилиндр; 2 — ползун; 3 — золотник копира; 4 — головка; 5 — линия всасывания; 6 — линия слива; 7 — линия нагнетания; 8 — гидросиловая установка;
9 — копир; 10 — модель; 11 — инструмент; 12 — обрабатываемая деталь.
эксцентричный палец над шариковым подшипником, проходящий через прорезь в шпинделе, предотвращает вращение последнего в том случае, если палец копира размещен эксцентрично. Схема всего устройства показана на фиг. 12. 50, причем па фигуре это устройство применено для копирования с помощью вертикальной торцовой фрезы. Гидравлическая схема системы показана нафиг. 12. 51. Рабочее давление в системе 21 кг! см* с постоянным противодавлением, равным 1,4 ка/елг2. Эжектор на линии сброса поддерживает вакуум во всех каналах копировальной' системы, не находящихся под давлением, для отвода утечки. Это позволяет исключить уплотнения всех деталей и, таким образом, сводит 31* 483
до минимума усилия трения. Внешний вид устройства показан
на фиг. 12. 52. Из фигуры видно, что
Фиг. 12. 51. Схема гидравлической копировальной системы
устройство установлено на постоянный угол, равный 45°. На фиг. 12. 53 это устройство доказано в работе на токарном станке при обработке детали, имеющей радиусные и ступенчатые участки.
The Rockford Ropy-Kat— оригинальное копировальное устройство, под этим названием было выпущено компанией Rockford Machine Tool Со. в основном для использования в строгальных и токарных станках. Эта копировальная головка, показанная на фиг. 12. 54, может быть использована в строгальном станке как
для одно-, так и для двухразмерного копирования. В первом случае шаблон размещается на колонне в правом углу по отношению к перемещенг:ю стола и регу
Фиг. 12. 52. Внешний вид копировального устройства
лирует вертикальное перемещение поперечных направляющих. Головка суппорта подается последовательно на определенную долю 484
подачи перпендикулярно к перемещению стола. Поперечное сечение обрабатываемой детали копирует форму шаблона; оно остается -постоянным на всей длине хода стола.
Фиг. 12. 53. Копировальное устройство в работе на токарном станке.
При двухразмерном копировании шаблон, имеющий двухразмерный контур, размещается на столе. Вертикальный ход поперечных
направляющих снова является объектом контроля, приращение подачи также проводится в боковом направлении.
Сервозолотник копировального устройства показан в разрезе на фиг. 12. 55. Золотник роторного типа, имеющий соответствующие продольные прорези как на буксе, так и в теле буртов золотника. Отличительной чертой золотника является то, что вс^прорези бурта золотника параллелъйй;- а прорези буксы расположены под небольшим углом к ним; таким образом, достигается требуемая для устойчивости величина коэффициента усиления. Сервозолотник, показанный на фигуре, трех
ходового типа, предназначен для работы со сдвоенным насосом. Малый из двух насосов поддерживает постоянное уравновешивающее давление в балансирном цилиндре направляющих,
485
Фиг. 12.54. Копировальная головка.
величина которого равна 21 кг/см2. В большом насосе с подачей 106 л/мин линия нагнетания постоянно связана с полостью обратного хода сервоцилиндров и через сервозолотник — с нижней полостью, обеспечивающей ход резания. Дополнительным элементом системы является соленоидный клапан, который поднимает палец копира от шаблона во время обратного хода стола станка. Рабочее давление комбинации насосов 42 кг/см2. В копировальном устройстве того же типа, используемом в токар-
ных станках, применяется четырехходовой золотник и один насос с регулируемой подачей.
360-градусное копирование. Для копирования контура, охватывающего 360°, существует несколько инженерных решений. На фиг. 12. 56 показано схематично устройство, используемое фирмой Cincinnati Milling Machine. Ось копира размещается перпендикулярно по отношению к плоскости контура. Сервомеханизм копира используется только как регулирующее устройство; состазляюшие подачи обеспечиваются вспомогательными силовыми цилиндрами, регулируемыми золотниками.
К маховику прикреплен палец копира. К копиру подсоединен сервозолстник, управляющий направлением вращения гидромотора. Последний связан шестеренной передачей с маховиком и с кулачком, управляющим золотниками изменения направления двух составляющих перемещения, а именно: перемещения стола и вращения кулачка. Стрелка на маховике показывает направление результирующего движения резца относительно обрабатываемой детали. Палец 486
копира размещен эксцентрично по отношению к оси маховика и может быть смещен относительно собственной оси. Три основных положения определяют направление вращения оси копира относи
iiiniiiiiHiiiiiiiiiiiiiiifliiiiiiiSm
360-градусный копир:
Эксцентриситет^
Фит. 12. 56.
1 — гидроцилиндр движения вверх и вниз; 2 — золотники контроля подачи;
3 — гидроцилиндр перемещения (траверсы); 4 — шаблон; 5 — золотники копира; 6 — гидромотор; 7 — кулачок подачи.
105Г
is*
тельно оси маховика: отрицательное перемещение копира, нуле-вое и положительное перемещения. В положении отрицательного перемещения копир будет вращаться по часовой стрелке; при положительном перемещении — против часовой стрелки; при нулевом 487
перемещении копир не будет вращаться. Перемещение от одного основного положения в другое представляет собой весьма малую величину — порядка 0,025 мм. При работе ручка над копиром ставится в.положение ^«ручное управление» и стрелка на маховике направлена к шаблону.* Когда палец копира прикасается к шаблону, механизм перемещается в положение автоматического управления и копир немедленно начинает искать положение равновесия. Если перемещение пальца копира чрезмерно велико в результате дей-
Фиг. 12. 57. Схема устройства 360-градусного копира:
1 — гидросиловая установка; 2 — линия давления; 3 — линия слива; 4 — линия всасывания; 5 — приводный мотор копира; 6 выключатель; 7 — узел управления; 8 — золотник поперечной подачи; 9 — шпиндель, станка; 10 — гидроцилиндр поперечной подачи; 11 — гидроцилиндр продольной подачи; 12 — острие магнитного копира Turehan; 13 — намагничивающий соленоид; 14 — вращающийся шпиндель; 15 — золотник продольной подачи.
ствия больших контактных усилий, копир вращается в направлении от шаблона, уменьшая контактные усилия. Это вращение измет няет направление стрелки на маховике и, следовательно, результирующее направление движения. Если, с другой стороны, палец копира находится в положении отрицательного перемещения, то копир будет вращаться по направлению к детали. В то время как копир ищет правильное направление движения, ползуны перемещаются с помощью гидроцилиндров. В крайних положениях копира скорость перемещения уменьшается для достижения плавности действия при переходе относительно углов.
В 360-градусном копировальном устройстве Turchan, показанном схематично на фиг. 12. 57, используется намагниченный ролик, притягивающийся к контуру шаблона и управляющий двумя сервозолотниками, расположенными под прямым углом по отношению друг к другу. Сервозолотники, в свою очередь, регулируют движение двух гидроцилиндров подачи стола.
488
Следует отметить, что может быть осуществлена система копирования, использующая электрические сигнальные средства и электро-гидравлические сервозолотники. Перемещение пальца копира в этом случае преобразуется в изменение напряжения, которое воздействует на электрогидравлические сервомеханизмы через соответствующие усилители.
Машины, описанные и рассмотренные в предыдущих глазах, являются лишь некоторыми примерами, иллюстрирующими возможности использования гидропривода как в качестве силового привода, так и для систем регулирования. В повседневную практику постоянно входят все новые и новые машины этого типа. Разрабатываются машины большой сложности, с множеством автоматических систем, однако основные принципы их конструирования остаются теми же. Если эта книга способствовала пониманию этих основных принципов и помогла читателю в их применении, она достигла своей цели.
Литература
1. Михеев В. А., Я и П. М., Поляков Б И. Модернизация гидропрес сового оборудования. Машгиз, 1961.
2. Giant Machine Cold Reduces 18 In. Tubing, Contemporary Design, Machine Design 26 (N J), 126—129 January 1954.
3. Milde E. C. and Spencer R. C. Servo Analysis of a High Horsepower Reversing Pump Application, Proc. 11th. Natl. Conf. Ind. Hydraulics, vol. 9; pp. 99— HO, Chicago 1955.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие к русскому изданию......................................... 5
Предисловие автора ко второму изданию.................................. 7
Глава I. Основные единицы измерения.................................... 9
1. 1. Масса и вес . . .......................... . . 9
1.2. Единицы измерения......................................... 9
1. 3. Перевод единиц из одной системы в другую................... 10
1.4. Плотность, удельный вес, относительный удельный вес ... 11
1.5. Длина, площадь и объем ..................................... 11
1. 6. Энергия и мощность......................................... 12
17. Тепловой эквивалент механической энергии..................... 12
1.8. Гидравлическая мощность..................................... 12
1. 9. Метрическая абсолютная система (система CQS) . ... 12
1. 10. Метрическая гравитационная система........................ 13
1.11. Перевод единиц в метрические системы...................... 13
Глава 2. Свойства жидкостей......................................... 15
2. 1. Сжимаемость.............................................. 15
2.2. Закон Бойля—Мариотта..................................... 18
2. 3. Закон Гей-Люссака........................................ 18
2. 4. Уравнение состояния. Газовая постоянная.................. 19
2. 5. Вязкость................................................. 19
2 . 6. Единицы вязкости......................................... 21
2 7 Вискозиметрия ........................................... 21
2. 8. Перевод градусов Сейболта в метрические единицы кинематической вязкости............................................. . 22
2. 9. Перевод градусов Сейболта в метрические единицы абсолютной вязкости..................................................... 22
2. 10. Перевод градусов Сейболта в единицы английской гравитационной системы.................................................. 23
2. 11. Температура и вязкость................................... 23
2. 12. Индекс вязкости ......................................... 24
2. 13. Давление и вязкость ................................... 25
2. 14. Жидкости на нефтяной основе .... 26
2. 15. Синтетические жидкости................................... 30
Глава 3. Гидростатика............................................... 33
3. 1. Закон Паскаля ............................................ 33
3. 2. Жидкостные манометры ..................................... 34
3. 3. Механические манометры .................................. 35
Глава 4. Гидродинамика 37
4. 1. Неразрывность потока...................................... 37
4. 2. Энергия жидкости . . 37
4. 3. Теорема Бернулли ......................................... 38
4. 4. Теорема Торичелли .................................... . 38
490
4. 5. Сифон..................................................... 39
4. 6. Трубка Пито............................................... 40
4. 7. Расходомер Вентури ...................... 41
4. 8. Диафрагменные расходомеры................................. 42
4. 9. Ротаметр............................ ................... 42
4. 10. Объемные расходомеры ...................... 44
4. 11. Кавитация ............................................... 45
4. 12. Гидродинамические силы во вращающихся жидкостях........ 46
4. 13. Потери энергии в жидкостях .................... . . 47
Г лава 5. Ламинарное течение ......................................... 48
5. 1. Ламинарное и турбулентное течения......................... 48
5. 2. Ламинарное течение....................................... 48
5.3. Ламинарное течение в круглых трубопроводах. Закон Гагена-Пуазейля................................................... 49
5- 4. Ламинарное течение между параллельными пластинами ... 51
5. 5. Ламинарное течение через кольцевые щели........... 53
5 6 Ламинарное течение при переменной вязкости............... 54
5. 7. Ламинарное течение через эксцентричные кольцевые щели 58
5. 8. Течение через щели с подвижной стенкой............. 59
5. 9. Ламинарное течение при подвижных стенках и переменной
вязкости .................................................. 61
5. 10 Ламинарное течение в гидростатических подшипниках .... 64
Г лава 6. Ламинарное и турбулентное течение........................... 69
6. 1. Турбулентное течение. Формула Дарси........................ 69
6 2. Число Рейнольдса............................................ 70
6. 3. Диаграмма Стентона......................................... 71
6. 4. Другие виды потерь напора.................................. 74
6.5. Вычисление потерь напора по эквивалентной длине трубопровода 77
6. 6. Разделенный поток ........................................ 77
6. 7. Вычисление потерь напора в гидравлической сети............ 79
6. 8. Рекомендуемые скорости............................... . 83
6. 9. Истечение жидкости через насадки . . ................ 84
6. 10. Турбулентный поток в трубопроводах некругового сечения 85
Глава 7. Насосы....................................................... 88
7. 1. Роторные насосы ......................................... 88
7. 2. Шестеренные насосы....................................... 88
7. 3. Шиберные насосы........................................... 102
7.4 . Радиально-и аксиально-поршневые насосы.................... 120
7. 5. Системы регулирования насосов с переменной подачей и реверсивных насосов.................................................. 162
7. 6. Шум и вибрация насосов .................................. 196
Глава 8. Гидродвигатели и гидропередачи ............................. 200
8. 1. Роторные гидромоторы..................................... 200
8. 2. Объединенные гидропередачи.............................. 216
8. 3. Гидродвигатели возвратно-поступательного действия (гидроцилиндры) ..................................................... 226
Глава 9. Трубопроводы ............................................. 242
9. 1. Трубопроводы и фитинги.................................. 242
9. 2. Фланцевые и сварные соединения.......................... 246
Глава 10. Регулирование гидропривода .............................. 250
10. 1. Основные способы регулирования гидропривода.............. 250
10. 2. Устройства для регулирования давления .................. 252
10. 3. Регулирование расхода .................................. 265
10. 4. Регулирование направления потока жидкости............... 269
491
10. 5. Регулирование ускорений................................. 296
10. 6. Комбинированное управление и панели..................... 301
10. 7. Гидравлические аккумуляторы к мультипликаторы........... 311
Глава 11. Системы с гидравлическим приводом................... .... 317
11. 1. Гидравлические системы .... .317
11.2. Схемы гидравлических систем ..... 323
11.3. Гидравлическая система с противодавлением............... 335
11.4. Автоматические гидросистемы............................. 342
11. 5. Гидравлические системы с пилотным управлением........... 348
11.6. Системы с реверсивными насосами ........................ 353
11.7. Системы с несколькими гидромоторами. ................... 360
11.8. Системы с роторными гидромоторами...................... 367
11.9. Электрогидравлическая аналогия.......................... 368
11. 10. Сервомеханизмы и сервозолотники ....................... 371
лава 12. Примеры промышленного использования гидропривода............ 413
12. 1. Применение гидропривода в общем машиностроении . . . . 413
12. 2. Масляный гидропресс.............................. . 413
12. 3. Сверлильные, расточные и хонинговальные станки....... 434
12. 4. Поточные линии . 450
12. 5.. Протяжные станки....................................... 456
12. 6. Строгальные станки •.................................... 458
12. 7. Шлифовальные станки..................................... 464
12. 8. Фрезерные станки,....................................... 468
12. 9. Машины для литья под давлением и штамповки пластических материалов..................................................... 471
12. 10. Гидрокоппровальные станки ............................. 478
Редактор издательства В. В. Быстрицкая Технический редактор Т. Ф. Соколова Корректор О. Я. Ж а мало в а Переплет художника А. Я- Михайлова
Сдано в производство 15/XI 1962 г. Подписано к печати 30/1II 1963 г.
Тираж 8000 экз. Печ. л. 30,75 Бум. л. 15,38
Уч.-изд. л. 31,5. Формат 60x90Vie. Зак. 1211. Цена 2 р. 41 к.
Типография № 6 УЦБ и ПП Ленсовнархоза. Ленинград, ул. Моисеенко, 10