Автор: Астахов А.В.
Теги: гидравлическая энергия гидравлические машины гидропривод горное дело
Год: 1971
Текст
А. В. АСТАХОВ, Ю. Ф. ПОНОМАРЕНКО
ГИДРОПРИВОД
ГОРНЫХ МАШИН
Допущено Министерством
высшею и среднего специального
образования СССР в качестве учебного
пособия для горних техникумов
ИЗДАТЕЛЬСТВО «НЕДР А»
МОСКВА- 1971
УДК 621.226 : 622.233 (075.3)
Астахов А. В., Пономаренко К). Ф.
«Гидропривод горных машин». М., изд-во «Недра»,
1971, стр. 248.
В книге рассмотрены теоретические вопросы работы
объемного и динамического гидропривода, а также
конкретные гидросистемы наиболее характерных добыч-
ных и проходческих горных машин и комплексов, при-
меняемых при подземной добыче угля на шахтах СССР.
Отдельные теоретические вопросы иллюстрируются
решенными конкретными примерами.
Книга является учебным пособием для учащихся
специальностей 0203 и 0308 горных техникумов.
Приложений 1, иллюстраций 145, библиогра-
фия — 22 названия.
Рецензенты: инж. Д. А. Спичак, инж.
В. П. Шершнев.
3647Э1
3-7-3
206-71
ПРЕДИСЛОВИЕ
Развитие промышленности во многом зависит от успехов маши-
ностроения, от совершенства машин и оборудования, обеспечива-
ющих механизацию производственных процессов во всех отраслях
народного хозяйства.
Подземные работы при добыче полезных ископаемых состоят
из ряда производственных процессов, производительность труда
и безопасность на которых во многом зависит от совершенства не
только принятой технологии, но и применяемых машин, оборудо-
вания и инструментов.
Большинство современных машин и оборудования, применяемых
для механизации производственных процессов в угольной промыш-
ленности, имеют гидропривод, обеспечивающий их высокие эксплу-
атационные качества. Работоспособность некоторых видов совре-
менного горношахтного.. оборудования (механизированные крепи,
добычные комбайны и др.) всецело зависит от работоспособности
их гидропривода. Вполне понятно, что обслуживающему это обору-
дование персоналу необходимо детальное знание принципа работы
и конструкции гидропривода.
Широкое применение гидропривода в горношахтном оборудо-
вании началось относительно недавно — 5—8 лет тому назад, а пер-
вые попытки были в 1932 г. Приоритет применения гидропривода
в добычных машинах принадлежит советскому горному машино-
строению. Советские инженеры первые в мире спроектировали и из-
готовили врубовую машину, оснащенную гидроприводом механизма
подачи и режущей части. Примечательным является и тот факт,
что в этой машине были заложены элементы автоматизации режима
работы.
Современные выемочные .машины (комбайны «Донбасс-1Г», 2К-52,
БК-52, 1К-101 и др.) имеют механизмы подачи с гидравлическими
передачами. Рабочие органы узкозахватных машин регулируют
по мощности пласта объемными гидравлическими передачами. Ме-
ханизированные крепи основой своей имеют гидросистемы, обеспе-
чивающие поддержание кровли с необходимым усилием, а переме-
щение механизированных крепей осуществляется с помощью силовых
гидроцилиндров гидросистем. Скребковые и ленточные конвейеры
в приводах имеют турбомуфты, обеспечивающие высокие эксплуата-
ционные качества этим машинам.
1*
3.
Приведенные примеры показывают, что для успешной эксплуата-
ции большинства горных машин необходимо знание теоретических
основ и конструкции гидропривода. В настоящем учебном пособии
рассмотрены теоретические основы работы гидропривода, кон-
струкции отдельных элементов гидросистем, а также гидроси-
стемы основных горных машин и средств крепления.
При подготовке рукописи авторы считали, что будущий читатель
знаком с основами гидравлики, в связи с чем такие вопросы, как
движение реальных жидкостей и гидравлика трубопроводов, рас-
смотрены сжато.
В связи с тем, что это первая попытка создания учебного по-
собия для горных техникумов, возможно в нем будут отдельные
недостатки, и авторы с признательностью примут замечания и учтут
их при переиздании книги.
ГЛАВА I
ВВЕДЕНИЕ
§ 1. Общие сведения о гидроприводе
Во многих отраслях машиностроения широко применяется гид-
равлический привод. Самолеты, автомобили, тракторы, станки,
экскаваторы — вот тот далеко не полный перечень машин, в которых
широко используется гидравлический привод. Эти машины, их ра-
боту мы можем увидеть в пашей повседневной жизни. Но есть оп-
ределенная категория машин, работа которых видна ограниченному
кругу обслуживающего персонала. Это горные машины, работа-
ющие на глубине от десятков до сотен метров от поверхности земли.
Сложность работы в подземных условиях наложила отпечаток на
конструкцию применяемых там машин. Достоинства гидропривода —
малые размеры и большая передаваемая мощность, относительно
малый вес, быстродействие, бесступенчатое регулирование ско-
ростей и прочие — обеспечили ему широкое применение в горных
машинах.
Если сравнить гидравлический мотор и электрический двигатель
одинаковой мощности, то оказывается, что размеры гидромотора
составят 12—13% размеров электродвигателя, а вес гидромотора.
10—12% веса электродвигателя.
§ 2. Классификация и состав гидроприводов
Гидропривод — устройство, обеспечивающее приведение в дви-
жение механизмов и машин, состоящее из гидравлической передачи,
аппаратуры управления, регулирования, вспомогательных при-
боров (фильтров, резервуаров и т. п.), а также из вспомогательных
линий.
Как показал опыт применения гидропривода в угольной и дру-
гих отраслях промышленности, гидропривод является основой, на
которой будет происходить совершенствование машин и оборудова-
ния, автоматизация режимов их работы.
Недалек тот день, когда в забое угольной шахты человек не бу-
дет находиться постоянно, все производственные операции будут
выполнять автоматизированные машины с программным управле-
нием.
Достигнуто это будет на основе широкого применения гидро-
привода в машинах и оборудовании.
Гидравлические приводы по принципу работы разделяют на объ-
емные и динамические, а в зависимости от регулируемости — на
регулируемые и нерегулируемые.
Гидравлическая передача состоит из насоса, гидродвигателя
и соединяющих их линий. Объемной называют гидравлическую пе-
редачу, состоящую из насоса объемного действия, объемного гидро-
двигателя и соединительных магистралей.
Передача энергии в объемной гидравлической передаче осуществ-
ляется за счет гидростатического давления, создаваемого насосом.
Передача энергии в гидродинамической передаче осуществляется
за счет кинетической энергии потока рабочей жидкости. К гидроди-
намическим передачам относятся гидравлические муфты (турбо-
муфты) и турботрансформаторы. Объемные гидравлические передачи
по характеру движения выходного звена разделяют на гидравличе-
ские передачи вращательного движения, возвратно-поворотного дви-
жения и возвратно-поступательного. В гидродинамических пере-
дачах выходное звено имеет только вращательное движение.
§ 3. Гидропривод как основное средство совершенствования
горных машин
Применение гидропривода значительно улучшило технические
данные горношахтного оборудования. Возможности ограничения
простыми устройствами (предохранительными клапанами) усилий,
действующих на горную машину, позволили значительно снизить
перегрузки, а следовательно, и аварийность машин, повысить их
долговечность и надежность работы.
Плавное бесступенчатое регулирование скорости подачи выемоч-
ной машины с помощью объемной гидравлической передачи обе-
спечило более полное использование мощности электродвигателя
и позволило автоматизировать режимы работы механизма подачи.
Регулирование рабочего органа на ходу машины по мощности
пласта позволяет уменьшить потери угля при его добыче, расширяет
область возможного применения машины.
Гидропривод в сравнении с пневматическим имеет значительно
более высокий к. п. д.
Только использование объемных гидравлических передач в меха-
низированных крепях обеспечило их работоспособность, чего нельзя
было достигнуть другими передачами.
Гидродинамические передачи, непосредственно соединенные
с многоскоростными взрывобезопасными короткозамкнутыми асин-
хронными двигателями, позволяют автоматизировать конвейерные
установки, получая 2—4 рабочих скорости.
6
Применение турбомуфт позволяет ограничить величины уско-
рений при пуске в таких машинах, как ленточные скребковые и
пластинчатые конвейеры.
Приведенные выше примеры показывают, что использование
объемных и динамических передач в горных и транспортных машинах
обеспечивает улучшение характеристик машин и оборудования.
Объемные и динамические гидропередачи обеспечивают возмож-
ность автоматизации режимов работ отдельных машин, а также
объединения этих машин в единый агрегат с необходимой последова-
тельностью выполнения производственных процессов.
В настоящее время большинство горных машин и оборудования
имеет гидравлические передачи или их элементы и с каждым годом
их применение будет увеличиваться, а конструкции элементов гид-
ропередач совершенствоваться.
ГЛАВА II
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ ГИДРОПРИВОДОВ
§ 1. Назначение и требования, предъявляемые к рабочим жидкостям
Основное назначение жидкости для гидравлической системы —
это передача механической энергии от ее источника к местам потреб-
ления. Кроме основного назначения, жидкость выполняет и другие
функции, в том числе смазку трущихся поверхностей деталей насо-
сов, гидромотора и различной аппаратуры. В качестве рабочих
жидкостей в гидроприводах горных машин применяют различные
минеральные масла. В механизированных крепях, наряду с мине-
ральными маслами, находят применение эмульсии (смеси минераль-
ных масел с водой или нефти с водой с добавлением определенных
присадок). Рабочие жидкости в основном характеризуются вяз-
костью, температурой застывания, температурой воспламенения,
сжимаемостью, механической и химической стойкостью.
Рабочая жидкость, применяемая в горных машинах и средствах
крепления, должна удовлетворять следующим основным требова-
ниям. Жидкость должна обладать хорошими смазывающими свойст-
вами — смазочной способностью. В гидравлических системах имеется
много подвижных элементов и поверхностей трения, поэтому жид-
кость должна снижать потери на трение и уменьшать износ тру-
щихся поверхностей. В результате износа возрастают зазоры между
трущимися поверхностями, что приводит к увеличению люфтов,
снижению к. п. д. и т. п. Различные жидкости обладают разной сма-
зочной способностью и поэтому их необходимо подбирать, учитывая
конструкции насосов и гидромоторов, рабочее давление и конструк-
тивные особенности гидросистемы. Жидкость должна быть стабиль-
ной. Под стабильностью жидкости подразумевают ее способность
сохранять свои свойства при эксплуатации и хранении. Необхо-
димо, чтобы изменения свойств жидкости в период хранения и экс-
плуатации были минимальными. Жидкость должна быть стабиль-
ной против воздействия на нее кислорода воздуха, который окисляет
жидкость.
Жидкость должна быть стабильна при механическом воздей-
ствии. Большое значение имеет стабильность вязкости. Однород-
ность жидкости при хранении п эксплуатации является важным
3
фактором, одновременно с этим рабочая жидкость не должна давать
всевозможных осадков на поверхностях, с которыми она соприка-
сается, так как осадки могут нарушить нормальную работу меха-
низмов. Некоторые рабочие жидкости (минеральные масла) при
эксплуатации в результате воздействия температур выделяют ас-
фальты.
Отложения асфальтов являются причиной повышения усилий,
необходимых для перемещения золотников, поршней, плунжеров.
Жидкость должна иметь необходимые вязкостные свойства. Вяз-
кость можно рассматривать, как сопротивление жидкости течению
или как величину ее внутреннего трения. С вязкостью связаны
объемные потери (утечки) в насосах, гидромоторах, регулирующей
и защитной аппаратуре, потери на трение.
Применение жидкостей высокой вязкости увеличивает сопротив-
ление перемещению подвижных деталей, а также перепады давления
и расход мощности. Жидкости, у которых изменение вязкости с из-
менением температуры велико, характеризуются низким индексом
вязкости; высокий индекс вязкости имеют жидкости, которые пре-
терпевают малые изменения вязкости с изменением температуры.
Важным рабочим свойством жидкости для гидравлических
систем является зависимость вязкости от давления. Значительные
изменения вязкости происходят при высоких давлениях, а при
существующих рабочих давлениях в гидросистемах значительного
изменения вязкости не происходит. От вязкости рабочей жидкости
зависит ее смазочная способность. Вязкость жидкости должна мало из-
меняться в зависимости от колебаний температуры. Хранение жидко-
сти при изменяющихся температурах не должно приводить к выпа-
дению или вымораживанию ее компонентов. Жидкость не должна
воздействовать на материалы, из которых изготовлены элементы гид-
росистем (металлы, пластмассы, резина и т. п.). Жидкость должна
обеспечивать хороший теплоотвод. При работе гидросистемы рабо-
чая жидкость переносит тепло от нагретых частей к холодным. Это
одна из дополнительных функций, которую выполняет рабочая
жидкость. Жидкость должна иметь высокий модуль объемной упру-
гости. Чем выше модуль объемно)! упругости, тем меньше с увели-
чением давления будет сжиматься жидкость. От модуля упругости
жидкости зависит точность работы гидросистем. Модуль упругости
рабочей жидкости резко снижается при наличии в ней пузырьков
воздуха. Жидкость должна быть мало летучей. Желательно, чтобы
жидкость имела низкое давление насыщенных паров и высокую
температуру кипения. Жидкость должна иметь малую вспенива-
емость. Обильное вспенивание является причиной ненормальной
работы гидросистемы, образования воздушных мешков.
Жидкость должна быть негорючей и иметь хорошие диэлектриче-
ские свойства. Это особенно необходимо в гидросистемах, которые
находятся вблизи пли в непосредственном контакте с токоведущими
элементами. Жидкость должна быть нетоксичной, удобной в обра-
щении и недорого)!.
9
При эксплуатации и ремонте гидрофицированного оборудования:
возможен непосредственный контакт обслуживающего персонала,
с рабочей жидкостью и ее парами, поэтому необходимо, чтобы рабо-
чая жидкость и ее пары не влияли на здоровье человека. Стоимость
рабочей жидкости при ее большом расходе оказывает значительное
влияние на себестоимость продукции.
Целесообразно применять такую рабочую жидкость, которая де-
шева, проста в обслуживании и обеспечивает длительную и надеж-
ную работу гидрофицированных машин и оборудования.
Характеристики масел, применяемых в гидросистемах
Сорт мясла Вязкость при 50° С Температу- ра, °C Предел рабочих темпера- тур, °C Объем- ный вес, кг/м*
сст °Е зас- тыва- ния вспы- шки
Индустриальное 12 (вере-
тенное 2) ГОСТ 1707—51 10-14 1,86—2,26 —30 165 От —30 ДО —40 876-891
Индустриальное 20 (вере- тенное 3) ГОСТ 1707—51 Индустриальное 30 (машин- 17-23 2,6—3,31 -20 170 0-90 881—901
ное Л) ГОСТ 1707—51 . . Индустриальное 45 (машин- 27—33 3,81—4,59 -15 180 10—50 886—916
ное С) ГОСТ 1707-51 - - Индустриальное 50 (машин- 38-52 5,2—7,07 -10 190 10—60 890—930
ное СУ) ГОСТ 1707—51 42-58 5,76-7,86 -20 200 10-70 890-930
МС-22, ГОСТ 1013—49 * 22 3,1 —14 230 — 905
МС-20, ГОСТ 1013—49 * Турбинное 22 (турбинное Л) 20 2,8 —18 225 — 895 901
ГОСТ 32—53 * Турбинное 30 (турбин- 20-23 2,9—3,2 -15 180 5-50
901
ное УТ) ГОСТ 32—53* Трансфор маторное 28-32 3,9-4,4 -10 180 10-50
896
ГОСТ 982—68 9,6 1,8 -45 135 От —30 до +90
Примечание. Здесь и далее звездочка у номера ГОСТ обозначает, что в него вне-
сены изменения или дополнения.
Всем перечисленным требованиям невозможно удовлетворить
одновременно, поэтому пользуются различными присадками, ко-
торые придают жидкости необходимые качества. При выборе рабочей
жидкости пренебрегают второстепенными свойствами, улучшая ос-
новные. При эксплуатации гидрофицированного оборудования и ма-
шин необходимо рассматривать рабочую жидкость как важный эле-
мент, например, насос или предохранительный клапан.
Минеральные масла применяющиеся в гидравлических системах
горных машин и комплексов в качестве рабочих жидкостей, приве-
дены в таблице.
10
§ 2. Основные свойства рабочих жидкостей гидроприводов
Рабочие жидкости, применяемые для гидравлических передач,
можно характеризовать следующими физическими свойствами.
Удельным весом, представляющим собой вес единицы
объема
у = , кг/м3, (1)
где G — вес жидкости, кг',
V — объем жидкости, м3.
Вес единицы объема минеральных масел меньше веса той же
единицы объема воды. Поэтому минеральные масла всплывают
в воде. Удельный вес жидкости несколько изменяется при измене-
нии температуры.
Масса единицы объема жидкости называется плотностью
о - -^- = —, кг- сек3/м^,
или (2)
у = pg, кг/м3,
где g — ускорение силы тяжести.
Сжимаемостьюжидкости, которая определяет из-
менение объема при повышении давления,
0/ = ТХ? ’ сл^кгс’ <3)
где |3/ — коэффициент сжимаемости при температуре t',
ду — уменьшение объема жидкости при увеличении давления
на Др;
V — объем жидкости при давлении р0;
&р — приращение давления, Др = р — р0.
Величина, обратная коэффициенту сжимаемости, называется объ-
емным модулем упругости
Есж = -^-. кгс/см3.
Объемный коэффициент сжатия для минеральных масел можно
принимать Р,= 0,000052 ч-0,000075 смЧкгс.
Жидкости имеют малую сжимаемость. Ввиду малой сжимаемости
жидкостей во многих случаях практики ею пренебрегают.
Вязкостью, которая определяет сопротивление, оказыва-
емое жидкостью скольжению одного слоя относительно другого.
Вязкость жидкости зависит от ее состава, температуры и дав-
ления.
В физике (системе СГС — сантиметр, грамм, секунда) коэффици-
ент абсолютной вязкости измеряется в пуазах (газ), и выражает силу
в динах, необходимую для перемещения относительно друг друга
двух параллельно расположенных слоев жидкости площадью 1 см2,
отстоящих друг от друга на расстоянии 1 см, со скоростью 1 см/сек.
11
Коэффициент вязкости в этой системе обозначается |гр и имеет раз-
мерность дин • сек]см2 или г-сек]см2. В технике (в системе МКГС -
метр, килограмм, секунда) мерой абсолютной вязкости р, считают
силу в кгс, необходимую для перемещения слоев жидкости площадью
1 л2, отстоящих друг от друга на расстоянии 1 м, с относительной
скоростью 1 м/сек. Коэффициент абсолютной вязкости р при этом
имеет размерность кгс - сек/м2.
Технический и физический коэффициенты вязкости связаны
между собой зависимостью
р [кгс • сек/м2] — 98,1 пз [дин -сек/см2]
На практике чаще употребляются более мелкие единицы вяз-
кости сантипуазы (0,01 пз).
При расчетах удобнее вместо абсолютной вязкости а пользо-
ваться коэффициентом кинематической вязкости, представляющим
собой
отношение вязкости р к плотности р жидкости,
д
v = —,
Р
— абсолютная вязкость, кгс • сек/м2,
— плотность, кгс • сек2/м*.
где р
Р
Коэффициент кинематической вязкости v выражается в м2/сек
или сл2/сек. В последнем случае единицу, характеризующую кинема-
тическую вязкость, называют стоксом (ст).
В практике для определения вязкости обычно пользуются так
называемой величиной относительной вязкости, которая выра-
жается в условных единицах вязкости.
Для измерения вязкости пользуются вискозиметром — прибо-
ром, определяющим условную или относительную вязкость сравни-
тельно с вязкостью другой жидкости в определенных условиях,
принимаемой за единицу. Относительную вязкость масел измеряют
в градусах Энглера (°Е), которые представляют собой частное от
деления времени истечения 200 cat3 испытываемой жидкости через
капилляр диаметром в свету 2,8 мм на время истечения через тот же
капилляр 200 cat3 воды при температуре 20° С,
са
Е — относительная вязкость рабочей жидкости;
— время истечения 200 см3 воды при температуре -4-20° С,
сек;
— время истечения 200 см3 испытываемой жидкости при
температуре 20, 50 нли 100° С, сек.
В различных странах относительную вязкость измеряют разными
единицами: в Англии — секундами Редвуда, в США — секундами
Сейболта, во Франции — градусами Барьбье. Различие состоит
в типе вискозиметра, которым определяется вязкость.
где
/+20°
П
12
Минеральные масла, применяемые в гидравлических передачах,
весьма чувствительны к изменениям температуры. С повышением
температуры вязкость большинства минеральных масел понижается,
т. е. масла эти становятся более жидкими и текучими.
С понижением температуры вязкость минеральных масел повыша-
ется, т. е. чем ниже температура, тем масло становится более густым.
Значение вязкости минеральных масел при различных темпера-
турах удобно определять по специальным графикам.
При смешивании различных ио вязкости минеральных масел
образуются однородные смеси, которые имеют такие же свойства,
как и масла смешиваемые, но при этом вязкость получается иная.
Этим пользуются на практике для получения масла необходимой
вязкости.
Коэффициент условной (относительной) вязкости смеси двух
масел можно определить по следующей формуле:
ор о.9Е^-\-Ъ°Е2—к (°Е^-\-°Е^
100 ’ К '
где а и Ъ — процентное содержание каждого из смешиваемых
масел (а + Ъ = 100);
°£'1 и °Е2 — коэффициент условной вязкости смешиваемых ма-
сел;
к — коэффициент, зависящий от процентного содержа-
ния смешиваемых масел (а и Ь).
Значение коэффициента к берут из ниже приведенных данных.
а,
Ь,
к
10 20 30 40 50 60 70 80 90
90 80 70 60 50 40 30 20 10
6,7 13,1 17,9 22,1 25,5 27,9 28,2 25 17
В гидросистемах горных машин и оборудовании для крепления
в качестве рабочих жидкостей наибольшее распространение полу-
чили минеральные маслг. кинематической вязкостью от 10 до 60 сст.
Для защиты гидрооборудования от коррозии при использовании
индустриальных масел в качестве рабочей жидкости в них необхо-
димо добавлять ингибиторные присадки до 5% по объему. В каче-
стве ингибиторных присадок рекомендуются присадка АКОР или
защитные смазки НГ-204 или НГ-204У.
В настоящее время в механизированных крепях ОМКТМ, 1-МК,
МК-97, «Донбасс», М-87Э, ОКП, КДЗ и других в качестве рабочей
жидкости используются эмульсии — смесь воды с различными при-
садками.
Эмульсии не горючи и взрывобезопасны, инертны к резиновым
уплотнениям и пластмассам типа полиамидов, имеют высокую меха-
ническую и химическую стабильность, а также низкую стоимость.
Получили применение водомасляные эмульсии с 2 %-ной присад-
кой ВНИИНП-117, с 5%-ной присадкой смазки МЗ-25, с 2%-ной
присадкой 59Ц-65 или с 5 %-ной присадкой ВИУМ-65. Эмульсии
имеют низкую вязкость, находящуюся в пределах 1 —1,1 по Энглеру.
13
Для приготовления эмульсии необходимо иметь питьевую воду
жесткостью не более 5,6 мг • же • л. Если жесткость больше ука-
занной, воду необходимо смягчить. Кислотные и щелочные воды для
приготовления эмульсий непригодны.
Эмульсии готовят в два этапа. Сначала готовят концентрат,
состоящий из 1 весовой части присадки (ВНИИНП-117) и 3—4 ча-
стей воды. Приготовление следует вести при температуре воды 60—
70° С, тщательно перемешивая концентрат. Во втором этапе в кон-
центрат добавляют воду и тщательно перемешивая, получают гото-
вую эмульсию. При втором этапе температура должна находиться
в пределах 18—25° С.
Водомасляные эмульсии с использованием смазок МЗ-25, 59Ц-65
и ВИУМ-65 обладают лучшими в сравнении с ВНИИНП-117 консер-
вационными свойствами.
Хранить присадки для эмульсии рекомендуется не более 1,5 лег
с момента изготовления их заводом-изготовителем. Перед употреб-
лением необходимо проверить соответствие ее техническим усло-
виям завода-изготовителя.
Резервуары, в которых готовят, взвешивают, транспортируют
и хранят присадки и эмульсии, должны быть чистыми, не иметь
ржавчины и окалины и других механических загрязнений. Хране-
ние и транспортировка эмульсий при минусовых температурах за-
прещаются.
ГЛАВА III
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ
§ 1. Движение жидкости по трубам и каналам
Гидропривод представляет собой совокупность гидравлических
машин, рабочие элементы которых перемещаются под действием ста-
тического и динамического давления рабочей жидкости. Поскольку
рабочим телом гидропривода является жидкость, рассмотрению дви-
жения жидкости уделяется значительное внимание.
Рабочая жидкость в гидравлические машины поступает и отво-
дится по трубопроводам или каналам в корпусных деталях. Обычно
гидромашины соединяются жесткими металлическими трубопрово-
дами. Если же взаимное расположение гидромашин изменяется во
время работы, то жидкость транспортируется по гибким рукавам
или (реже) по жестким трубопроводам с гидрошарнирами. Кроме
того, жидкость движется во внутренних полостях гидромашины,
соединяющих рабочие пространства с подводящими патрубками.
Во время движения жидкости часть ее энергии теряется на тре-
ние о стенки, а при деформации потока во время прохода через раз-
личные сопротивления происходят местные потери напора. Опре-
деление распределенных и местных потерь давления необходимо для
правильного выбора параметров гидромашин и соединительных
элементов с учетом конкретных условий эксплуатации.
Гидравлический расчет трубопроводов производится для опре-
деления потерь давления в трубопроводе заданного диаметра и длины
или при известных допустимых потерях давления находится диаметр
трубопровода. При расчете проходного сечения канала, по кото-
рому движется рабочая жидкость, необходимо, с одной стороны,
исключить большие потери при транспортировании жидкости,
а с другой стороны, не увеличивать габариты машины при неоправ-
данно большом сечении магистралей.
Потери давления в трубопроводе в первую очередь зависят от
характера течения жидкости в трубопроводе, который определяется
скоростью жидкости, ее кинематической вязкостью и геометри-
ческими размерами трубопровода. Как известно, поток жидкости
может быть ламинарным и турбулентным. При ламинарном движении
частички жидкости движутся параллельно оси канала, не переме-
15
шиваясь. При турбулентном движении частички жидкости переме-
щаются вдоль трубопровода по сложным траекториям, не параллель-
ным оси канала. Это обусловливает интенсивное перемешивание слоев
жидкости и усреднение скорости потока.
Для определения характера движения жидкости необходимо вы-
числить число Рейнольдса потока (Re) и сравнить его с критическим
значением числа Рейнольдса. Если действительное значение (Re)
меньше критического, движение потока ламинарное, если (Re) больше
критического, движение турбулентное.
Для круглой трубы
Re==-^-, (7)
для некруглого сечения
Re = -^P, (8)
где уср — средняя скорость движения жидкости, см1сек;
dT — внутренний диаметр трубопровода, см;
v — коэффициент кинематической вязкости, см2; сек;
£
/?г = —--гидравлический радиус сечения потока, см;
S — площадь поперечного сечения потока, см2;
% — смачиваемый периметр, см.
Для узкой кольцевой щели
7?г =**=*!, (9)
где 7?i и /?2 — наружный и внутренний радиусы щели.
Критическое значение Re зависит от возмущающих воздействий
в потоке и может быть принято следующим:
для круглых гладких труб ........................ 2000—2300
» гибких шлангов............................... 1600
» концентрических гладких щелей _.............. 1100
» неконцентрических гладких щелей ............. 1000
» концентрических щелей с выточками............ 700
» неконцентрических щелей с выточками.......... 400
» окон цилиндрических золотников............... 260
» плоских и конусных клапанов.................. 20—100
» кранов....................................... 550—750
Потери давления от трения жидкости о стенки канала вычис-
ляются по формуле
Др = Ху-^-—кгс!см2, (10)
где А — коэффициент сопротивления движению жидкости;
у — объемный вес жидкости, кг! см3;
I — длина трубопровода, см;
g = 981 — ускорение силы тяжести, см/сек2.
/16
Коэффициент сопротивления X зависит от характера движения
жидкости и при турбулентном потоке — от шероховатости стенок
трубопровода. Поэтому прежде чем определять потери давления
в трубопроводе, необходимо установить характер движения жид-
кости. Коэффициент сопротивления X вычисляется по следующим
формулам.
При ламинарном потоке:
для круглой трубы
* Re>
для прямолинейного шланга
. 75 85
"Re"~ЙГ-
для шланга с малым радиусом изгиба
л 108
Л— Re ’
для трубы, имеющей местные изгибы и вмятины до 10—20% ди-
аметра трубы,
. _ 82
* Re ‘
При турбулентном потоке:
для круглой гладкой трубы
А
для шероховатой трубы
_ 0,3164
t/lle ’
к= о,об (4-У’314
(S — абсолютная шероховатость, см).
Рассчитанный по приведенным выше формулам коэффициент со-
противления X подставляют в формулу (10) и определяют потери
давления на вязкостное трение в трубопроводе.
Пример. В пункте А трубопровода, показанного на рис. III. 1,
установлен насос производительностью Q = 30 л1мин, нагнетающий
масло индустриальное 30. Внутренний диаметр трубы на участке.
АВ длиной 15 м равен 12 мм, а на участках ВС и BD, длина ко-
торых по 10 м, диаметр трубы 10 мм. Определить давление, раз-
виваемое насосом, если давление в пунктах С и D равно pc, d =
= 50 кгс!см‘1.
Чтобы определить давление насоса необходимо вычислит^ паде-
ние давления при движении жидкости по участку АВ и
ВС и BD. Скорость жидкости в трубе АВ
= _2_= 30 •1000 •4 __ /
VAB nd* 60-3,14- 1,22
4
23Ж71)1
ам
Число Рейнольдса по формуле (7)
ReAB = = /|410'3-’2 * = 1762 < 2300
(кинематический коэффициент вязкости v = 0,3 см2!сек взят из таб-
лицы для масла индустриального 30).
Движение жидкости в трубе ламинарное. Коэффициент сопро-
тивления движению жидкости в круглой трубе при ламинарном
режиме
* = -Й = Ж = °’0363-
Потеря давления на участке трубы АВ
= М’ i -1г = °>0363 те • те ire=4 *’02 кг^м2-
с В точке В поток жидкости
< разветвляется, причем, по-
скольку длина и диаметр трубо-
проводов ВС и BD одинаковы,
а также одинаковы давления в
точках С и D, поток разделя-
ется на два равных по расходу
потока
Рис. III.1. Расчетная схема трубопро- (?вс = <?вв =-у = 15 л/жпн.
Сопротивление движению жидкости в ветвях ВС и BD одинаково,
поэтому вычисляем падение давления только в одном трубопроводе,
например ВС.
Скорость движения жидкости в ветвях
VBC
Q 15 1000 • 4
— 60 • 3,14 • 12
4
318 см/сек.
Число Рейнольдса
ReBC = = -31оу° = ЮбО < 2300.
Движение жидкости ламинарное. Коэффициент сопротивления
движению жидкости
Л=>=те=0’0604-
Потеря давления на участках ВС и BD
*' * . Z ycP „ сп/ 0,9 1000 3182 „ „п
^Рвс ~ &Рво ~ ?"Y Йт ' 2g ~ °'6°4 1000 ’ 1,0 ’ 2-981 -“’79 кгс/см
18
Давление насоса
Ра = Рс п + &Рав + ^рвс= 50 + 4,024-2,79 ==56,81 кгс/см2.
ЛВ) О С-
§ 2. Скорости движения и расход жидкости
Обычно скорость жидкости в напорных трубопроводах прини-
мается равной 4—5 м/сек, во всасывающих линиях 2—3 м/сек. При
этом необходимо иметь в виду, что при одинаковой скорости движе-
ния жидкости потери давления на 1 м трубы малого сечения больше,
чем для трубопровода большего сечения. Поэтому в трубопроводах
большого диаметра допускается большая скорость течения жидкости,
чем в трубах малого диаметра. При выбранной скорости движения
жидкости v см/сек, производится предварительный расчет диаметра
трубопровода по формуле
где Q — расход жидкости в трубопроводе, смР/^к.
Затем производится уточненный расчет потерь давления по фор-
муле (10) и, если вычисленные потери окажутся больше допустимых,
корректируется диаметр трубопровода; расчет потерь при уточненном
диаметре трубопровода повторяется.
Пример. Определить внутренний диаметр трубопровода длиной
I — 15 м при расходе рабочей жидкости (масло индустриальное 12)
Q = 100 л/мин, допустимая потеря давления при движении
жидкости по трубе Др = 1 ч-1,2 кгс/см2.
Принимаем скорость движения жидкости в трубе 5 м/сек.
Тогда диаметр трубопровода по (11) будет:
100-1000 _
60 - 500
2,06 см.
Принимаем dT = 20 мм.
Тогда фактическая скорость течения жидкости
Q 100 1000
ЛЙ2 =" 3,14-1’2
— 6°-—-
531 см/сек.
Число Рейнольдса по формуле (7)
Re = J(cp+=^‘_2l== 8850,
где v = 12 сст = 0,12 см2/сек.
Поскольку 8850 )> 2300, то движение жидкости турбулентное.
Коэффициент сопротивления для круглой гладкой трубы при турбу-
лентном режиме течения жидкости
= 0,3164 = 0,3164 =
‘/Не >+8850
0,0326.
2*
19
Потеря давления при движении жидкости в трубе согласно (10)
будет
Л 1л, 1 Vcp n 0,88 1500 5312 О ПО /2
Др = ^-57-^ = 0,0326 да • — • 2Т98Г = 3-09 кгс/см*.
Таким образом, полученная потеря давления в трубе выше за-
данной 3,09 ;> 1,2 кгс/см2, поэтому необходимо пересчитать диаметр
трубопровода.
Принимаем скорость движения жидкости в трубе и = 3 м!сек.
Диаметр трубопровода
1/4 <2 1/4 100 • 1000 _
Г я ’ V Г 3,14 ' 60-300 ~
2,66 см.
Принимаем dT = 25 мм, тогда фактическая скорость движения
жидкости в трубе
,, _ Q____100 1000 4 _ооо ГЛ11ерк
60 - 3 14 - 2 52 339 сж/сек.
4
Число Рейнольдса
Re = = 7070 > 2300.
v 0,12
Движение жидкости турбулентное, коэффициент сопротивления
движению жидкости
0,3164 0,3164 лла/е-
л = Л— = Г7—= 0,0345.
у Re у 7070
Потеря давления в трубопроводе
4 1., 1 Lcp nna/к О-88
^ = ^^-^ = 0,0345 -1000--2J-
^=1,07кгС/™2.
Полученная потеря давления лежит в заданных пределах и, сле-
довательно, диаметр трубы выбран правильно.
Кроме распределенных потерь давления, вычисляемых по формуле
(10), при течении жидкости по трубопроводам или внутренним кана-
лам гидросистемы на ее пути встречаются различные местные сопро-
тивления, в которых происходит деформация потока. Потери давления
на местном сопротивлении вычисляются по формуле
г2
ApM = lY-J, (12)
где ё — коэффициент местного сопротивления.
Приведенная выше формула определяет потери давления на мест-
ных сопротивлениях любого вида там, где потери в основном обуслов-
лены не силами вязкостного трения, а силами инерции (потерями
20
на удар). На основании данных практики можно принять следующие
средние значения коэффициентов местного сопротивления для рас-
чета гидросистем [2].
1) перекрывные вентили:
вентили, в которых ось прохода жидкости меняет свое направле-
ние на 90°
1 = 2,5 + 3;
ось прохода не меняет своего направления или меняет на неболь-
шой угол
5 = 0,5 + 1;
2) распределительные золотники в зависимости от характера дви-
жения и количества поворотов жидкости
5 = 2 + 4;
3) распределительные клапаны
5 = 2-3;
4) обратные (запорные) клапаны при полном открытии
5 = 2;
5) самозапирающиеся соединения (муфты)
5 = 1 + 1,5;
6) внезапное расширение трубопровода (расширения, имеющие
место при входе жидкости в силовые цилиндры, аккумуляторы,
фильтры и пр.)
£ = 0,8+ 0,9;
7) внезапное сужение этого же типа (отнесенное к скорости в тру-
бе меньшего диаметра)
5 = 0,5;
8) внезапное расширение при относительно небольшой разнице
в площадях маслопроводов (типа расширения при поступлении
жидкости из трубопровода в камеру насоса или гидромотора)
£ = 0,2+ 0,3;
9) вход жидкости из резервуара в трубу:
при острых кромках и трубе, заделанной заподлицо
5-0,2;
труба выдвинута внутрь резервуара
5 = 0,75 + 1;
21
10) выход жидкости из трубы в резервуар
ё = 1;
11) штуцер для присоединения труб к агрегатам и переходники
для соединения отрезков труб
£ = 0,14-0,15;
12) плавные колена (отводы) под 90° при минимальном радиусе
изгиба, равном 3—5 диаметра трубы,
£ = 0,12 4-0,15;
13) поворотные сверления или штампованные уголки под прямым
углом
5 = 2;
14) прямоугольные тройники с распределением и соединением
потоков:
для отвода под углом 90° (рис. III.2,а)
£ = 0,9 = 1,2;
для транзитного потока
£ = 0,14-0,2;
при разделении потока (рис. III.2,б)
£== 14-1,5;
при соединении потоков (см. рис. III. 2,в)
£ = 2 = 2,5;
для отвода при соединении потоков (см. рис. III.2,а)
£ = 0,5 = 0,6,
при этом для суммарного транзитного потока
£ = 0,35 = 0,45.
Большое практическое значение имеет расчет течения жидкости
в узких капиллярных щелях, поскольку герметичность подвижных
частей гидромашин достигается в большинстве случаев за счет щеле-
вых уплотнений (выполнением малого гарантированного зазора),
причем, если при течении жидкости в маслопроводах стремятся обес-
печить минимальное сопротивление движению, то при создании
щелевых уплотнений необходимо повысить их сопротивление и умень-
шить утечки. Действие щелевых уплотнений основано на сопротив-
лении трения, возникающем при движении вязкой жидкости вдоль
стенок. Расход жидкости через капиллярные щели невелик и потому
движение жидкости в них всегда ламинарное.
22
Если имеются две плоские детали (рис. III.3), установленные с за-
зором 6, между которыми протекает жидкость из камеры с давлением
Рх в камеру с давлением р2, то расход жидкости через плоскую ка-
’иллярную щель
л ApS3W 3,
= См/Сек’
(13)
где Др = рг — р2 — перепад давления, кгс/см2;
L — длина щели вдольрютока, см;
W — ширина щели поперек потока, см;
р, — коэффициент динамической вязкости,
кгс-сек/см2;
6 — высота щели, см.
Рпс. III.2. Схемы местных сои- Рис. III.3. Схема течения жидкости через
ротивлений плоскую щель
Расход жидкости через кольцевую щель (концентрическое рас-
положение поршня в цилиндре) (рис. III.4) составляет
= см*!сек'
где d — средний диаметр кольца.
При нарушении концентричности расход увеличивается и при
максимальном эксцентриситете, равном 6 (рис. III.5), будет
<?э = 2,5^к. (15)
Пример. Определить утечки между поршнями и цилиндрами гид-
ромотора, имеющего 22 поршня диаметром d = 60 мм, посаженных
в цилиндры с диаметральным зазором 26= 30.ик, средняя длина
поршня, входящего в цилиндр (длина утечки), La = 40 мм. Гидро-
мотор работает на масле индустриальном 20 при номинальном дав-
лении Ар = 100 кгс/см2. Во время работы под давлением находится
половина поршней.
Вычисление расхода рабочей жидкости через одну поршневую
группу производим по формуле (15) с учетом того, что при работе
гпдромашин поршень обычно располагается в цилиндре эксцентрич-
23
но. В формуле (14) 6 — радиальный зазор; в нашем случае
равен
6 = -у- = 15 мк = 0,0015 см.
По таблице находим кинематическую вязкость масла индустри-
ального 20 при температуре 50° С
v= 17 — 23 сст.
Принимаем
v = 20 сст = 0,2 ст = 0,2 см2/сек.
Рис. III.4. Схема концентричной
щели между поршнем 1 и цилинд-
ром 2
Рис. III.5. Схема эксцентричной коль-
цевой щели между поршнем 1 и цилин-
дром 2
Тогда коэффициент абсолютной вязкости р. согласно формуле (4)
р = vp = V -у-
По таблице удельный вес масла индустриального 20
Y = 0,89 г/см3 = 0,00089 кг/см3.
Откуда
u = v ^- = 0,2 °'ц^— = 1,815-10-’ кг-сек/см?
' g 981
Имея приведенные выше данные, согласно формулам (14) и (15),
определяем утечки:
через один эксцентрично расположенный в цилиндре поршень
/) __о к ad Арб3 _Q г 3,14 • 6 100 • 0.00153 _1 я? см3/сек
<?э-2’5'12ц1 ~2,5 12 • 1,815 • Ю*’• 4 - 1‘ '
через И поршней
Q = 11^3 = И • 1,82 — 20 см3/сек = 1,2 л/мин.
24
Расход жидкости через капиллярную щель зависит помимо рас-
смотренных факторов от времени и свойств рабочей жидкости. Утеч-
ки жидкости через капиллярную щель находящейся в покое пары
убывают со временем и могут даже прекратиться. Это явление объяс-
няется заращиванием щелей слоем полярных молекул и получило
название облитерации щелей. Толщина слоя полярных молекул
зависит от свойств минерального масла и составляет 0,05—10 мк.
Очевидно, что, если толщина слоя полярных молекул будет равна
половине зазора, утечки прекратятся.
Облитерация вызывает увеличение начального усилия, необхо-
димого для перемещения сопрягающихся пар, если последние нахо-
дились в покое под давлением, и, следовательно, уменьшение
чувствительности системы. После трогания системы усилие на пере-
мещение пары резко падает в связи с разрушением слоя. Для исклю-
чения облитерации одному элементу пары сообщается колебательное
движение.
ГЛАВА IV
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ
§ 1. Принцип действия гидравлических машин объемного действия
и их основные параметры
К гидравлическим машинам объемного действия относятся насосы
и гидродвигатели объемного действия.
Насос, в котором перемещение жидкости осуществляется путем
вытеснения ее из рабочих камер, называют объемным. Под насо-
сом понимают гидравлическую машину, предназначенную для пере-
мещения жидкости в процессе преобразования механической энергии
ведущего звена в энергию потока рабочей жидкости.
Рабочей камерой объемного насоса (гидродвигателя) называют
ограниченное пространство, попеременно сообщающееся с прием-
ной 1 полостью насоса (или гидродвигателя) при заполнении и с от-
дающей 2 полостью при вытеснении. Вытеснителем называют ра-
бочий орган объемного насоса, совершающий работу вытеснения
жидкости из рабочих камер (или работу всасывания). Конструктив-
но вытеснитель может быть выполнен в виде поршня, плунжера,
пластины (лопасти) и т. д.
Объемная гидравлическая передача состоит из насоса объемного
действия, объемного гидродвигателя и магистральных трубопрово-
дов.
Объемным гидроприводом называют устройство, предназначен-
ное для приведения в движение механизмов и машин, составленное
из гидравлической передачи, устройств управления, вспомогатель-
ных устройств (фильтров, холодильников, резервуаров для рабочей
жидкости) и вспомогательных линий.
По виду объемный гидропривод разделяют на гидропривод враща-
тельного движения и гидропривод возвратно-поступательного дви-
жения. Объемный гидропривод возвратно-поступательного движе-
ния — такой гидропривод, у которого ведомое звено объемной гид-
равлической передачи совершает возвратно-поступательные движе-
1 Приемная полость — полость всасывания у насоса, или полость нагнета-
ния у гидродвигателя.
2 Отдающая полость — полость нагнетания у насоса, или полость сливная
у гидродвигателя.
26
нпя. Схема объемного гидропривода возвратно-поступательного
движения показана на рис. IV.1.
Объемный насос Н, засасывая рабочую жидкость из резервуара
Р через фильтр Ф, подает ее к золотниковому распределителю Зл.
В зависимости от положения золотника золотникового распредели-
теля рабочая жидкость поступает в поршневую полость П силового
гидроцилиндра ГЦ (при положении I золотника). Шток Шт гидро-
цилиндра при этом выдвигается.
Штоковая полость Ш силового
гидроцилиндра при этом золот-
ником соединяется со сливом,
а рабочая жидкость из штоко-
вой полости сливается по слив-
ному трубопроводу СлТ в ре-
зервуар.
При установке золотника в
положение/// рабочая жидкость
от насоса поступает в штоко-
вую полость силового гидро-
цплиндра, шток при этом втяги-
вается, а рабочая жидкость из
поршневой полости поступает
на слив. Когда золотник уста-
новлен в положение II штоко-
вая и поршневая полости сило-
вого гидроцилиндра заперты,
а рабочая жидкость от насоса
сливается в резервуар через
сливной трубопровод СлТ.
Шток Шт силового гидро-
цилиндра (ведомое звено) со-
вершает возвратно-поступатель-
Рис. IV. 1. Схема объемного гидропри-
вода возвратно-поступательного дви-
жения
ные движения, поэтому этот
объемный гидропривод и получил название объемного гидропри-
вода возвратно-поступательного движения.
При равномерном движении поршня/для его перемещения из
положения 1 в положение 2 необходимо подать в поршневую полость
цилиндра рабочую жидкость.
Q = Snvn, (16)
где Q — подача рабочей жидкости, дм3/мин;
Sn — площадь сечения поршня, дм2;
v„ — скорость движения поршня,*дм/мин.
Откуда скорость поршня
*^п
(17)
27
Но
Jn -= —•
Подставляя в (17), получим
При наличии утечек рабочей жидкости, которые учитываются
объемным к. п. д., скорость выдвижения штока силового гидроци-
линдра при подаче рабочей жидкости в поршневую полость можно
определить по формуле
v= , дм)мин, (19)
где и — скорость выдвижения штока, дм/мин',
Qw — количество рабочей жидкости, поступающей в силовой
гидроцилиндр, дмй!мин-,
ц0—объемный к. п. д. силового гидроцилиндра;
d„ — диаметр поршня, дм.
При подаче рабочей жидкости в штоковую полость цилиндра
площадь штоковой полости поршня
8’Ш = 8П-8Ш, (20)
где — площадь сечения штока,
5Ш==^; (21)
— диаметр штока.
Подставляя в (20) значения S„ и 5Ш, получим
= = (22)
По аналогии с (17) получим
.(g-4,) (23>
Легко заметить, что при равенстве@ и QH в первом (17) ивтором(23)
случаях скорости штока будут различными. Втягивание штока будет
происходить быстрее, нежели его выдвижение. Как видно из формул
(19) и (23), скорость движения штока находится в прямой пропорци-
ональной зависимости от количества Qa рабочей жидкости, подава-
емой в полости силового гидроцилиндра.
Для того чтобы определить усилие, котороеАдоожет развиваться
на штоке при подаче рабочей жидкости в поршневую полость, необхо-
димо знать площадь поршня, на которую оказывает давление рабо-
чая жидкость,
Sn-=^-. (24)
28
Если рабочее давление р, то усилие на поршне будет
Fn = Snp = ^p. (25)
В связи с тем, что при движении поршня возникают силы трения,
направление которых противоположно направлению движения пор-
шня, то результирующая реальная сила, развиваемая поршнем будет
меньше подсчитанной по формуле (25). Учитывают силы трения ме-
ханическим к. п. д., в результате чего усилие, которое может раз-
вивать силовой гидроцилиндр при выдвижении штока, определится
по формуле
^п = ^РПмех. (26)
Площадь поршня, на которую давит рабочая жидкость при по-
даче ее в штоковую полость, будет меньше на площадь, занимаемую
штоком, и по аналогии с (23), учитывая (26), получим
= п^4ГрТ]мех. (27)
Анализируя формулы (26) и (27), можно заметить, что величина
усилия при выдвижении штока больше, нежели при вдвижении,
при одном и том же давлении рабочей жидкости, подаваемой к полос-
тям силового гидроцилиндра.
Полезное усилие F на штоке будет зависеть от величины противо-
давления и может быть определено по следующим формулам.
При выдвижении штока (Fn >^’ш),
F = F„- F„ = 2^1 Рпг)мех _ *(<£-<&) (28)
После алгебраических преобразований получим
F= Лмех [<Й(Рп - Рш) + $пРшЬ кгс, (29)
где рп — давление в поршневой полости, кгс/см2;
рш — давление в штоковой полости, кгс/см2;
При втягивании штока (Ащ 7%),
р' — р _________р — п — <&) _ ndn „
2 —* ш 2 п— Л'шЧмех 4 /'n'lMex*
После преобразования получим
Р' = р^-^Р^кгс. (30)
Принципиальная схема объемного гидропривода вращательного
действия показана на рис. IV.2.
Работает гидропривод вращательного действия в следующей по-
следовательности. Объемный насос Н засасывает через фильтр Ф
29
рабочую жидкость из резервуара Р и подает ее через золотниковый
распределитель Зл к гидромотору ГМ.
В зависимости от положения золотника распределителя Зл ра-
бочая жидкость может поступать в гидромотор ГМ по трубопроводу
Рис. IV.2. Схемы объем-
ного гидропривода вра-
щательного действия:
а — разомкнутая гидроои-
стема; б — замкнутая ги-
дросистема
I, тогда после совершения работы слив рабочей жидкости из гидро-
мотора будет происходить по трубопроводу 2 и сливному трубопро-
воду СлТ в резервуар Р.
Подача рабочей жидкости от насоса к гидромотору ГМ через зо-
лотниковый распределитель Зл по трубопроводу 1 происходит в том
случае, когда золотник установлен в положение I, при этом трубо-
провод 2 этим же золотником соединен со сливным трубопроводом
СлТ. В этом положении золотника гидромотор ГМ вращается в од-
ном направлении.
При необходимости реверсирования движения гидромотора зо-
лотник распределителя Зл устанавливают в положение III. В этом
30
случае рабочая жидкость от насоса Н будет поступать в гидромотор
по трубопроводу 2, а трубопровод 1 будет соединен со сливным тру-
бопроводом СлТ. В результате такого соединения гидромотор ГМ
будет вращаться в направлении, противоположном вращению при
установке золотника в положение I. Когда золотник распредели-
теля установлен в положение II, напорная и сливная магистрали
соединены между собой, а трубопроводы 1 и 2 заперты.
Предохранение гидропривода от перегрузок осуществляется пре-
дохранительным клапаном ПК, который при превышении допу-
стимой величины давления срабатывает, и рабочая жидкость,
подаваемая насосом, сливается в резервуар.
Перегрузка гидросистемы может произойти в результате возник-
новения на выходном валу гидромотора ГМ момента сопротивления,
величина которого превышает нормальную рабочую. В приведенной
схеме объемного гидропривода вращательного движения изменение
направления вращения гидромотора осуществляется золотниковым
распределителем Зл и рабочая жидкость после совершения работы
сливается в резервуар Р.
Существуют объемные гидравлические передачи (рис. IV.2, б),
у которых полости насоса и гидромотора непосредственно соеди-
нены трубопроводами без золотникового распределителя. Насос И
трубопроводами 1 и 2 соединен с гидромотором ГМ. В такой гидро-
системе направление вращения гидромотора ГМ зависит от того,
какой трубопровод из двух напорный. Последнее зависит от направ-
ления вращения приводного насоса-двигателя, а в некоторых кон-
струкциях насосов, о чем будет указано ниже,— от взаимного по-
ложения одних деталей насоса относительно других. В том случае,
когда напорным является трубопровод 1, вращение гидромотора
происходит в направлении часовой стрелки. Трубопровод 2 при этом
сливной и рабочая жидкость, совершив работу в гидромоторе, по
трубопроводу 2 поступает непосредственно во всас насоса, не слива-
ясь в резервуар. Если напорным будет трубопровод 2, то сливным
становится трубопровод 1.
Защита этой гидросистемы от перегрузок осуществляется двумя
предохранительными клапанами ПК1 и ПК2, подключенными соот-
ветственно к трубопроводам 1 и 2. В том случае, когда трубопровод
1 напорный, защита гидросистемы осуществляется предохранитель-
ным клапаном ПКГ, когда напорный трубопровод 2, защита осу-
ществляется клапаном ПК2- При работе гидросистемы часть рабочей
жидкости через зазоры поступает из полостей с повышенным дав-
лением в полость с пониженным давлением. Компенсация утечек
в такой гидросистеме осуществляется подпиточными клапанами
ПпК1 и ПпК2.
Скорость вращения гидромотора можно определить по формуле
пгм==““11о, (31)
<7гм
где пги — скорость вращения гидромотора, об/мин;
31
Q — количество рабочей жидкости, подаваемой к гидромото-
ру, см3/мин;
qrM — рабочий объем гидромотора, см3/об;
т]0 — объемный к. п. д. гидромотора.
Производительность, крутящий момент и
мощность гидравлических машин. Основными
агрегатами гидравлических систем машин и механизмов являются
насосы и гидромоторы вращательного действия. По принципу дей-
ствия насосы и гидромоторы вращательного действия объемного типа
являются в большинстве случаев обратимыми механизмами и в каче-
стве насосов и гидромоторов обычно применяют одни и те же агрегаты.
Однако в некоторых конструкциях гидромоторы и насосы отличаются
выполнением нагруженных узлов. Ввиду обратимости большинства
насосов и гидромоторов общие вопросы конструкции и расчетов
рассматриваются применительно к насосам с указанием особенно-
стей использования их в качестве гидромоторов.
Насос объемного типа характеризуется следующими основными
параметрами: рабочим объемом, геометрической и действительной
производительностью, величиной рабочего и пикового давлений,
объемным, механическим и общим к. п. д., весом, скоростью и на-
правлением вращения.
Под рабочим объемом роторной гидромашины (насоса) объемного
действия (или гидромотора) понимают суммарное изменение объема
рабочих камер за один оборот вала гидромашины. Иными словами,
рабочий объем численно равен количеству рабочей жидкости, кото-
рую подает насос за один оборот вала при отсутствии объемных по-
терь, а для гидромотора рабочий объем равен количеству жидкости,
которую необходимо подать в гидромотор, чтобы последний совершил
один оборот при отсутствии объемных потерь.
Геометрической (расчетной) производительностью насоса назы-
вают суммарное изменение объема рабочих камер насоса в единицу
времени или произведение рабочего объема насоса на число оборо-
тов'вала в единицу времени
Q„ — qn, см3’[мин, (32)
где QT — геометрическая (расчетная) производительность насоса,
см3/мин;
q — рабочий объем насоса, см3;
п — скорость вращения вала насоса, об/мин.
При работе насоса под давлением некоторая часть рабочей жидкос-
ти через зазоры между подвижными деталями перетекает из камеры
с высшим давлением в камеры с низшим давлением. Это так назы-
ваемые утечки, которые уменьшают количество рабочей жидкости,
подаваемой насосом в напорную магистраль.
Действительной производительностью насоса называют количество
рабочей жидкости, подаваемой насосом при определенных значе-
ниях давления и вязкости, числа оборотов ротора и при прочих па-
раметрах, влияющих на утечки жидкости (объемные потери) в насосе.
32
Действительная производительность будет меньше геометриче-
ской (расчетной). Действительную производительность можно опре-
делить по формуле
<?«=<?,—д<?и, (33)
где Qu — действительная производительность насоса;
Qt: — геометрическая производительность насоса;
Д<2н — утечки рабочей жидкости.
Графики зависимости производительности насоса от давления
и скорости вращения ротора приведены на рис. IV.3.
Анализируя, приведенные графики, можно заметить, что с ростом
давления при прочих равных условиях утечки рабочей жидкости
Рис. IV.3. Графики зависимости производительности насосов объемного дей-
ствия:
а — от давления; б — от скорости вращения
возрастают, но утечки не зависят от скорости вращения. Одновре-
менно с этим следует указать, что существует зона изменения ско-
рости вращения от 0 до л0, в которой в результате утечек рабочей
жидкости насос не подает рабочей жидкости в напорный трубопро-
вод. Это объясняется тем, что производительность насоса в этом
интервале скорости вращения соизмерима с утечками рабочей
жидкости. Эту зону называют зоной нерегулируемости. У различных
типов насосов эта зона различна. Наибольшую зону нерегулируе-
мости имеют шестеренчатые и лопастные насосы по сравнению
с поршневыми. Зона нерегулируемости насосов возрастает с изно-
сом вытеснителей и рабочих камер. Некоторые лопастные насосы,
установленные в механизме подачи ГПЧ-2, после длительной
эксплуатации имели зону нерегулируемости до 20—25%. Акси-
ально-поршневые насосы зону нерегулируемости имеют порядка
1,5%.
Мощность любого двигателя вращательного движения можно
определить по формуле
N = Ма = , кгс- м[сек, (34)
3 Заказ 3 36
33
где М — крутящий момент на валу, кгс-м;
п — скорость вращения вала, об/мин.
Но по (31)
« = f По.
С другой стороны, мощность на валу гидромотора может быть
подсчитана по гидравлической мощности подаваемой в гидромотор
жидкости
N = "go" АрПши (35)
где Q — подача рабочей жидкости в гидромотор, м3/мшг,
Lp — перепад давления в гидромоторе, кгс/м2',
т]п — полный к. п. д.
Из (34) и (35) находим
Мяп Q . „
30 — 60 АрТ1п°‘
Учитывая (31), получим
Л/ = ^Пп. (36)
Объемные, механические и гидравличес-
кие потери в гидромашинах. Геометрическая произ-
водительность не может полностью характеризовать, какое количе-
ство рабочей жидкости подает в напорный трубопровод гидросистемы
насос, а для практических целей этот показатель весьма важен,
ибо от него зависит скорость движения поршня или плунжера,
а также скорость вращения гидромотора. На производительность
насоса оказывают влияние многие факторы.
Насосы объемного действия характеризуются величиной объем-
ного коэффициента полезного действия (к. п. д.), который представ-
ляет собой отношение действительной производительности насоса
к геометрической и определяется формулой
По=-^. (37)
VT
Учитывая, что Qa = QT — Д<2Н и подставляя в формулу (37),
получим
По= gT-~-^"- = l—^5-. (38)
VT ¥т
Объемные потери рабочей жидкости в насосе в т]0 раз уменьшают
его жроизводительность. В гидромоторе объемные потери уменьшают
скорость его вращения по сравнению с расчетной. Как установ-
лено ранее, потери на утечки в объемной гидромашине при прочих
равных условиях не зависят от скорости вращения, следовательно,
при росте производительности насоса с увеличением скорости вра-
щения объемный к. п. д. возрастает.
34
Исследования объемных гидромашин показывают, что быстро-
ходные гидромашины имеют более высокий объемный к. п. д., не-
жели тихоходные. Зависимость объемного к. и. д. гидромашин
объемного типа от скорости вращения показана на рис. IV.4.
Наряду с объемными по-
терями в объемных гидрома-
шинах существуют и механи-
ческие потери, которые обус-
ловлены механическим тре-
нием подвижных деталей и
вязкостным сопротивлением
вращению ротора, а также
гидравлическими потерями.
Механические потери мо-
гут быть определены из сле-
дующих выражений:
для насоса
Мпр.н = ^т.н + ДМя; (39)
Рис. IV.4. Графики зависимости объем-
ного к. п. д. от* скорости вращения ро-
тора гидромашины:
1 — гидромотора ВЛГ-400; 2 — лопастного насо-
са ГПЧ-2
для гидромотора
МЭф = Мт.м-ДМм,
(40)
где Мт в и Мт- м — теоретические крутящие моменты насоса и гид-
ромотора;
ДМН и ДМм — потери момента соответственно в насосе и гид-
ромоторе.
Механические потери мощности могут быть определены как раз-
ность между теоретической мощностью и мощностью на валу гидро-
агрегата.
Для насоса эти потери будут
Д^н = ^пр-Л^т.н; (41)
Для гидромотора
Д^я = ^.м-^эф, (42)
где Nпр — приводная мощность насоса;
ТУэф — мощность, снимаемая с вала гидромотора (эф-
фективная мощность гидромотора);
7VT_ „ и 2VTt „ — теоретическая мощность соответственно насоса
и гидромотора;
ДЛ'Н и ДЛ;Н — механические потери мощности соответственно
в насосе и гидромоторе.
Механический к. п. д. насоса представляет собой отношение
мощности теоретической к приводной мощности
Т1_ — н = 1- АЛГН (43)
1мех. н А^пр. н Л^пр. н
или ^мех. и ~ Д^Т. н Л^Пр. к -1- АМН •^пр. н (44)
3*
35
Механические потери увеличивают необходимый момент для при-
вода насоса, поэтому для определения приводного момента насоса
следует пользоваться формулой
•^пр. н &Р 9jl
1
Лмех. н
(45)
Механический к. и. д. гидромотора определяется по формуле
п = — 4 _ ЛЛм
'мех. и- ^т_м
или
Мэф
Пмех. м и ~ 1
т. м 1V1 т. м
(46)
(47)
где Мэф — величина эффективного
момента (момента сопро-
тивления), обычно опре-
деляемая опытным пу-
тем;
Л/т м — величина теоретического
момента, определяемая
аналитически.
График зависимости механичес-
Рис. IV.5. График зависимости кого к. п. д. от скорости вращения
механического к. и. д. гидромо- показан на рис. IV.5. Существует по-
тора от скорости вращения нятие общего или полного к. п. д.
насоса и гидромотора. Под общим
к. п. д. гидромашины понимают произведение объемного и меха-
нического к. п. д.
Лобщ ^1о^1мех‘
(48)
Тепловой баланс гидравлической маши-
н ы. При работе гидравлических передач часть энергии идет на на-
грев рабочей жидкости, насосов, гидродвигателей, а также деталей
гидроагрегатов и трубопроводов. В основном вся теряемая в гидро-
системе мощность преобразуется в тепло.
Величину потерянной в гидросистеме мощности можно определить
по следующей формуле:
Лгп= ЛГпод(1- П), (49)
где 7Vn — величина потерянной мощности;
Л^под — величина подводимой мощности;
т] — полный к. п. д. установки.
Считая, что вся потерянная мощность преобразуется в тежло, и
зная тепловой эквивалент (1 кет мощности соответствует 860 ккал/ч;
1 л. с. соответствует 630 ккал/ч тепла), можно определить количество
выделяемого тепла:
Qt = Na(i.— Л) 860 ккал/ч (50)
36
в том случае, когда мощность выражена в квпг,
Qt = Nn(l— Л) 630 ккал/ч (51)
в том случае, когда мощность выражена в л. с.
При дроссельном регулировании объемной гидравлической пере-
дачи необходимо бывает рассчитать температуру масла при прохож-
дении им дроссельной щели. Не учитывая теплоотдачу, приближенно
повышение температуры можно определить по следующей формуле:
Оут = <2ут?<™ АЛ (52)
где <?ут — величина утечек масла, см2/сек-,
Ар — потеря давления в дроссельной щели, кгс/см2-,
у — удельный вес жидкости, кг/см2 (для масел можно при-
нять у = 0,009 кг/см3);
с — удельная теплоемкость жидкости, ккал/кг • град (для
масел можно принимать с = 0,45 ккал 1кг • град)-,
т — механический эквивалент тепла (иг = 42 700 кгс -см/ккал)-,
At — повышение температуры масла,
При тепловых расчетах максимальную температуру масла сле-
дует принимать от 65—80° в гидроприводах с малыми давлени-
ями — до 100 кгс/см2-, при давлениях свыше 100 кгс/см2 температуру
масла следует принимать 50°. Для поддержания строго постоянной
температуры рабочей жидкости в гидросистеме устанавливают спе-
циальные охлаждающие устройства. В некоторых гидросистемах
комбайнов для поддержания постоянной температуры масла устанав-
ливают охладители в виде змеевиков, по которым пропускается
вода, подаваемая для пылеосаждения. Змеевики охладителя устанав-
ливают в резервуаре для рабочей жидкости.
§ 2. Шестеренчатые насосы и гидромоторы
Насосы, в которых перемещение рабочей жидкости из всасываю-
щей полости в напорную осуществляется вращающимися и находя-
щимися в зацеплении шестернями, называются шестеренчатыми;
они просты по конструкции и достаточно надежны в работе.
Рабочими органами шестеренчатого насоса являются две (реже
три) находящиеся в зацеплении шестерни.
Для привода насоса используются различные двигатели — элек-
трические, внутреннего сгорания, пневматические. Насосы могут
соединяться с приводным двигателем непосредственно, через раз-
личные муфты или с помощью механизмов отбора мощности (зубча-
тые, цепные и т. п.).
Принципиальная схема устройства распространенного типа шес-
теренчатого насоса приведена на рис. IV.6.
37
В корпусе 1 (рис. IV.6, б) с небольшими торцовыми и радиаль-
ными зазорами размещены две шестерни 2 и 3, находящиеся между
собой в зацеплении: и свободно вращающиеся на подшипниках. Одна
шестерня насоса (ведущая) приводится во вращение от вала двига-
теля.
При вращении шестерен 2 и 3 воздух, заполняющий впадины
между зубьями, из полости А переносится в полость Б и при входе
зубьев в зацепление они его вытесняют в напорную магистраль 6.
В результате этого в полости А
создается разрежение. Под дейст- ___
вием атмосферного давления рА ;
жидкость из резервуара 5 по вса-
Рис. IV.6. Шестеренчатый насос:
а — общий вид; б — схема работы
няет объем, имеющийся во впадинах зубьев. При вращении шестерен
зубья, входя в зацепление, вытесняют жидкость, находящуюся во
впадинах, в напорную полость Б насоса.
Простота конструкции, небольшие габариты и вес, относительно
высокий к. п. д., долговечность и надежность в эксплуатации обу-
словили широкое применение насосов этого типа в гидросистемах
различных машин.
При работе насоса в пространстве 7 происходит запирание части
рабочей жидкости, что приводит к ее вытеснению через торцовые
зазоры, в результате чего возрастают нагрузки на подшипники ва-
лов шестерен насоса, увеличивается нагрев рабочей жидкости. Для
предотвращения повышения давления в запертом объеме делают
разгрузочные канавки в торцовых поверхностях боковых крышек
38
насоса или скос на рабочем профиле каждого зуба ведомой шестер-
ни.
Теоретическая производительность шестеренчатого насоса за-
висит от рабочего объема впадин между зубьями ведущей шестерни
и скорости ее вращения. Такое упрощенное определение справедли-
во при условии, что впадины полностью заполнены рабочей жид-
костью.
В том случае когда профиль зубьев выполнен по эвольвенте
с углом профиля основной рейки 20°, можно считать, что объем зу-
бьев равен объему впадин. Учитывая это, можно сказать, что каждая
шестерня за один оборот
переносит из полости вса-
сывания в полость нагне-
тания объем, равный по-
ловине объема кольца,
имеющего наружный диа-
метр, равный диаметру ок-
ружности выступов ше-
стерни, внутренний диа-
метр, равный наружному
без удвоенной высоты го-
ловки зуба, а ширину, рав-
ную ширине шестерни. А
так как шестеренчатый на-
сос имеет две находящихся Рис. IV.7. Схема шестеренчатой гидрома-
в зацеплении шестерни, то шины
полный объем рабочей
жидкости, переносимый из полости всасывания в полость нагнета-
ния, окажется равным объему целого кольца.
Теоретический объем рабочей жидкости, переносимый шестерен-
чатым насосом из полости всасывания в полость нагнетания
(рис- IV.7), за один оборот ведущей шестерни с достаточной для прак-
тики точностью можно определить по формуле
qT— nd (Dc — d) b.
(53)
Теоретическая производительность насоса может быть опреде-
лена по формуле
QT = q^n = nd (De — см3/мин, (54)
где £>е — диаметр окружности выступов (De = 2R по рис. IV.7), мм;
d — диаметр начальной окружности (d = 2/?0по рис. IV.7), мм;
b — ширина шестерни, мм;
п — скорость вращения ведущей шестерни, об/мин.
В тем случае, если нужно величину производительности полу-
чить в л/мин, то
Qt = nd(De — d)bn-\{T*, л/мин. (55)
39
Выразив диаметр начальной окружности и диаметр окружности
выступов через модуль и число зубьев и подставив полученные дан-
ные в формулу теоретической производительности, получим
= 2лт17,Ъп 10-6, л/мин, (56)
где т — модуль, мм;
z — число зубьев шестерни.
Анализируя полученную формулу можно сделать следующие
выводы: 1) производительность насоса растет пропорционально
квадрату модуля зубьев шестерен; 2) при одинаковых размерах
шестерен насос, имеющий больший модуль и меньшее число зубьев
шестерен, будет давать большую производительность; 3) произво-
дительность насоса находится в прямой пропорциональной зависи-
мости от ширины шестерен, находящихся в зацеплении.
При работе шестеренного насоса под давлением часть рабочей
жидкости из напорной полости через зазоры между подвижными
частями перетекает в полость всасывания или через дренажные от-
верстия сливается в резервуар для рабочей жидкости.
Указанные утечки рабочей жидкости уменьшают истинную про-
изводительность в сравнении с теоретической.
Действительную производительность насоса определяют по фор-
муле
<?д = (М1о, (57)
где ц0 — объемный к. и. д. насоса.
Шестеренчатые насосы подают рабочую жидкость в напорный
трубопровод отдельными порциями, в связи с чем в последнем со-
здаются пульсации, характерные для работы всех объемных насосов.
У насосов серии Ш при числе зубьев 12, угле зацепления 29°15'
пульсация составляет 14,4%. С уменьшением числа зубьев шестерен
насоса пульсация подачи рабочей жидкости возрастает. Шестерен-
чатые гидромашины, как многие объемные гидромашины, обратимы,
и при подаче к ним рабочей жидкости под давлением могут ра-
ботать в качестве гидромоторов.
Определение крутящего момента проведем, условно заменив шес-
терни (см. рис. IV.7) плоскостями CRDp, ОгА; O2D2 и О2А. Здесь А —
точка зацепления шестерен. Обозначим длину прямой О±А через
г, а О2А — через у. Момент сил, действующих на плоскость O1D1
и ОгА относительно оси вращения Ог, можно определить по формуле
M1 = Ap(R-x)--^-b = ~Apb(R2-x^, (58)
где Ар — разность давлений в полости нагнетания и слива;
R — внешний радиус шестерни;
х — расстояние от оси вращения шестерни до точки зацепле-
ния.
40
По аналогии для второй шестерни найдем
Л/2 = 1дрй(7?2-р2). (59)
В связи с тем, что шестерни в гидромоторе одинаковые по раз-
мерам и не учитывая сил трения суммарный момент будет равен
М = Мх + М2 = | kpb (R2 - я2) + ± kpb (R2 - у2) =
= 4 Apb (R2 ~ х2 + R2 - у2) = 1 kpb (2R2—x2 - у2). (60)
м £
Величину отрезков хну можно определить из треугольника Ог А О 2,
принимая у О1О2 = Ro, где Ro — радиус начальной окружности
шестерен
х2 = 7?о I — 21R cos а;
у2 = Rq +1 + 21R cos а.
Откуда
x2 + y2 = 2(R20 + l2),
где I — половина длины линии зацепления (I = — ОА), если учесть,
что
R = R0 — m, (62)
где т — модуль зубьев шестерен.
Подставим в (60) вместо х2 + у2 их значения из (61) и, учитывая
(62), окончательно получим
М = Apb(2Rom + m2 — I2). (62')
Минимальным будет момент при I = Zmax, а максимальный момент
получен будет при Z ^O.
Общий вид шестеренчатого насоса со снятой боковой крышкой
и вынутой подвижной опорной втулкой приведен на рис. IV.6, а.
Ведущая 1 и ведомая 2 шестерни установлены в корпусе 3. Ве-
дущая шестерня насоса выполнена заодно с валом, на конце которого
нарезаны зубья 4 для передачи вращения от приводного двига-
теля. Боковая крышка крепится к корпусу насоса болтами, завин-
чиваемыми в отверстия 5, в которых нарезана резьба. Шестеренча-
тые насосы могут крепиться на раме с помощью фланцев или лап.
В процессе эксплуатации шестеренчатых насосов увеличива-
ются торцовые зазоры, в результате чего утечки рабочей жидкости
возрастают, что в свою очередь снижает объемный к. п. д.
Для увеличения объемного к. п. д. и сохранения его величины
при эксплуатации, а также для увеличения рабочего давления совре-
менные шестеренчатые насосы изготавливаются с подвижными тор-
цовыми стенками, прижимаемыми к торцовым поверхностям шесте-
рен насоса силой давления рабочей жидкости.
41
Принципиальная схема гидравлического уменьшения торцовые
зазоров приведена на рис. IV.8. Сущность ее устройства заключается
в том, что одна пара втулок 1, образующих опорную поверхность
для торцов шестерен 2, делается в корпусе насоса 3 неподвижной,
а вторая пара втулок 4 — подвижной. Под действием давления рабо-
чей жидкости, поступающей в полость 5, происходит непрерывный
гидравлический поджим втулок 4 к торцовой поверхности шестерен
насоса, чем достигается постоянство и минимальное значение тор-
цового зазора в насосе в течение всего срока эксплуатации.
Корпус шестеренчатого насоса
Рис. IV.8. Принципиальная схема Рис. IV.9. Корпус шестеренчатого
гидравлической компенсации тор- насоса
цовых зазоров в шестеренчатой гид-
ромашине
всасывающей и напорной магистралей имеются отверстия 1 и 2
с трубной резьбой. Втулки 3 и 4 являются наружными обоймами
игольчатых подшипников, на которых вращаются приводной вал
и ось ведомого зубчатого колеса насоса.
Во втулках выфрезерованы канавки 5 и 6, по которым отво-
дится рабочая жидкость из полостей, образованных втулкой и валом,
и осью.
В настоящее время в ряде гидросистем горных машин применя-
ются секционные шестеренчатые насосы серии НМШ (насос-мотор
шестеренчатый).
Секционность конструкции позволяет компоновать насосы со
ступенчатой подачей необходимой величины с рабочими объемами
0,03; 0,06; 0,09; 0,12; 0,15 и 0,18 л рабочей жидкости на оборот рото-
ров. Эта гидромашина может использоваться и в качестве гидромо-
42
тора, при этом соотношение крутящих моментов соответственно
будет 1, 2, 3, 4, 5 и 6.
Конструкция двухсекционного насоса 2НМШ-0,09, собранная
из стандартных элементов, показана на рис. IV.10.
Насос 2НМШ-0,09 (см. рис. IV.10) состоит из чугунных корпу-
сов 1 и 2, в которых установлены ведомые шестерни 3 и 4, враща-
ющиеся на игольчатых подшипниках 5, 6, 7, 8. Игольчатый подшип-
ник 5 установлен в расточке передней крышки 9, подшипники 6
— в расточках промежуточной секции 10, подшипник 8 в рас-
точке задней крышки 11. Ведомая шестерня 3 находится в зацеплении
с ведущей шестерней 12 и обе они имеют ширину зубьев 38 льи, в то
время как ведомая шестерня 4 находится в зацеплении с ведущей
шестерней 13 и обе они имеют ширину зубьев 19 мм.
Каждая пара шестерен, находящихся в зацеплении, представляет
собой шестеренчатый насос. В связи с неодинаковой шириной
зубьев шестерен подача каждого из этих насосов различна.
Насос с зубьями шириной 19 мм обеспечивает при 1480 об!мин
подачу 40 л[мин рабочей жидкости, в то время, как насос
с зубьями шириной 38 мм обеспечивает подачу 80 л/мин при той же
скорости вращения.
Ведомые и ведущие шестерни полые.
Внутри цапф ведущих шестерен нарезаны шлицы, с помощью
которых осуществляется передача вращения.
Ведущая шестерня 12 получает вращение от вала 14, опирающе-
гося на шариковый подшипник 15, установленный в расточке перед-
ней крышки 9. Ведущая шестерня 13 второй секции насоса получает
вращение через шлицы промежуточного вала 16 от ведущей
шестерни 12.
43
На выводном конце вала 14 установлена шлицевая втулка 17,
с помощью которой передается вращающий момент от привода
к насосу.
Торцы шестерен насосов уплотнены бронзовыми опорами 18,
устанавливаемые в корпусах 1 и 2. Одновременно с уплотнением брон-
зовые опоры 18 центрируют с помощью игольчатых подшипников 5
корпуса относительно крышек и промежуточной секции.
Корпуса 1 и 2 имеют отверстия для подсоединения всасыва-
ющих и нагнетательных трубопроводов.
Для предотвращения утечек рабочей жидкости по валу 14 ус-
тановлены манжетные уплотнения 19.
Корпуса 1 и 2, передняя крышка 9, промежуточная секция 10
и задняя крышка 11 при сборке стягиваются шпильками 20.
Утечки через зазоры между шестернями и корпусом незначи-
тельны ввиду поджима шестерен к корпусу давлением жидкости.
Отвод утечек рабочей жидкости в резервуар производится через
штуцер 21, устанавливаемый в задней крышке 11.
Насосы 2НМШ-0,09 изготовляются с левым вращением, т. е.
если смотреть со стороны шлицевой втулки на насос, то вращение
должно быть против часовой стрелки. Реверсирование насоса не до-
пускается. Насосы 2НМШ-0,09 с правым вращением могут быть
изготовлены по специальному заказу.
Насосы 2НМШ-0,09 применяются в гидросистеме проходческого
нарезного комбайна ПК-8. В гидросистеме комбайна ПК-8 установ-
лены два насоса 2НМШ-0,09 (четыре секции). Две секции насоса
обеспечивают общую подачу 80 л/мин рабочей жидкости (по
40 л!мин каждая секция) и две секции обеспечивают подачу 160 л{мин
(по 80 л!мин каждая секция).
Шестеренчатые насосы в некоторых гидросистемах используются
как подпиточные (вспомогательные), подающие рабочую жидкость
в главный насос.
§ 3. Лопастные насосы и гидромоторы
Насосы, в которых перемещение рабочей жидкости осуще-
ствляется вращающимися иодновременно движущимися возвратно-по-
ступательно лопастями, называются лопастными. Они выпускаются
постоянной и переменной производительности.
Лопастной насос, схема работы которого приведена на рис. IV.11,
состоит из корпуса 1 и вращающегося ротора 2 с радиальными па-
зами, в которых установлены лопасти 3. Ротор вращается в подшипни-
ках, установленных в корпусе. Лопасти прилегают к внутренней
поверхности статора под действием центробежной силы или прину-
дительно с силой, необходимой для обеспечения достаточного уплот-
нения между полостями всасывания и нагнетания.
В лопастных насосах оси статора и ротора расположены эксцен-
трично, в связи с чем при вращении ротора лопасти совершают воз-
вратно-поступательные движения. При вращении ротора ио часо-
44
вой стрелке между лопастями, внутренней поверхностью корпуса
и наружной поверхностью ротора, а также двумя торцовыми поверх-
ностями распределительных дисков образуются камеры, которые
увеличиваются в объеме в левой части статора, в результате чего
в камерах создается разрежение и рабочая жидкость из полости 4
через радиальное отверстие всасывается в камеры. При дальнейшем
вращении ротора объем этих камер уменьшается и жидкость вытал-
кивается из них через радиальные отверстия в полость нагнетания 5.
При уменьшении эксцентриситета е до нуля жидкость не по-
дается в нагнетательный трубопровод, а циркулирует в камерах
насоса. При верхнем эксцентриситете et и неизменном направлении
вращения ротора всасывающая и
нагнетательная сторона насоса ме-
няются местами.
Лопастные насосы в зависимости
от количества циклов всасывания и
нагнетания за один оборот ротора
разделяют на насосы одинарного дей-
ствия и насосы двойного действия.
У насосов одинарного действия за
один оборот ротора происходит одно
всасывание и одно нагнетание. У на-
сосов двойного действия за один обо-
рот ротора происходят два всасыва-
ния и два нагнетания.
Подвод и отвод жидкости в ло-
пастных насосах может осущест-
вляться либо через каналы на пери-
Рис. IV.11. Схема лопастного на-
соса
ферии неподвижного корпуса (наружный подвод), либо через осевые
каналы распределительной оси, на которой вращается ротор с лопа-
стями (внутренний подвод).
Лопастные насосы с наружным подводом жидкости могут пи-
таться через отверстия в торцовых дисках.
Гидравлические потери в насосах с внутренним подводом жид-
кости больше, чем с наружным подводом, так как в первом случае
при движении поток жидкости несколько раз меняет свою скорость
и направление, и, кроме того конструктивно и технологически трудно
выполнить подводы достаточного сечения.
Лопастные насосы некоторых конструкций могут быть использо-
ваны в качестве моторов, при этом ротор вращается под действием
поступающей к нему жидкости.
Производительность лопастных насосов зависит от геометриче-
ских размеров ротора и внутренней расточки статора, а также от
скорости вращения ротора насоса.
За один оборот ротора лопастного насоса одинарного действия
(рис. IV.12) из камеры всасывания А в камеру нагнетания Б будет
перенесен объем рабочей жидкости, который может быть определен
геометрическими размерами кольца, имеющего высоту, равную
45
разности большего радиуса R и меньшего г, а ширину, равную ши-
рине ротора.
На основании этого получим
q = (лЯ2— лг2)Ь = лЬ(112— г2), дма/об, (63)
где Я — радиус внутренней расточки статора насоса, дм;
г — радиус ротора насоса, дм;
b — ширина ротора насоса, дм.
Но часть объема кольца занимают лопасти, объем которых будет
УЛ = (Я —r)bsz,
где s — толщина лопасти, дм;
z — количество лопастей.
В том случае, когда лопасти
наклонены к радиусу, их объем
будет
Нл= Д~г bsz, дм3,
cos а
где а — угол наклона лопасти.
Учитывая предыдущее, теоре-
тический объем рабочей жидкости,
переносимый ротором лопастного
насоса одинарного действия с ло-
пастями, располагаемыми по ра-
диусам, можно определить с до-
статочной для практических целей
точностью по формуле
== [лЬ (Я2 — г2) — (Я — г) bsz], длР/об. (64)
Соответственно для насосов, у которых лопасти наклонены к ра-
диусу ротора под углом а, подачу за один оборот можно определить
по формуле
q‘T = ^лЪ (Я2 — г2) — & bszJ , дм3/об. (65)
Теоретическая производительность насоса будет зависеть от ско-
рости вращения ротора и может быть определена по формуле
<2т =
где qr — теоретический объем рабочей жидкости, подаваемой ло-
пастным насосом за один оборот ротора, дл3;
п — скорость вращения ротора, обIмин.
Подставляя вместо qT полученные значения, получим
Qr= bn (R — г) Гл (Я -|-г)---—"I, л/мин. (66)
I СО8 06 I
46
Рассмотренное выше относится к лопастным насосам одинарного
действия. Для насосов двойного действия, у которых за один обо-
рот ротора происходят два цикла всасывания и два цикла нагнета-
ния, теоретическая производительность будет в два раза больше
теоретической производительности насосов одинарного действия и
может быть определена по формуле
QTi = 2bn(R — г)^л(7?4-г) — л/мин. (67)
Для упрощенных подсчетов рабочего объема лопастного насоса
можно пользоваться формулой
qx = 2be (nd — sz), (68)
где b — ширина лопасти;
е — эксцентриситет насоса;
d — диаметр расточки корпуса насоса.
Учитывая (68), теоретическую производительность лопастного
насоса можно определить
= (69)
Действительную производительность насоса можно определить,
учитывая (69), по формуле
Qu, = СЛ = = 2be (nd — sz) nT|o- (70)
Из формулы (70) нетрудно заметить, что производительность
лопастного насоса при всех прочих равных условиях зависит от ве-
личины эксцентриситета е.
Насосы, у которых величина эксцентриситета может изменяться,
будут иметь и переменную производительность. При величине экс-
центриситета, равном нулю, насос подавать рабочую жидкость в на-
порный трубопровод не будет, его производительность будет равна
нулю.
Лопастные насосы одинарного действия не проектируются на
давления выше 70 кгс/см1 из-за чрезмерного увеличения размеров
валов и подшипников. Насосы двойного действия уравновешены,
в связи с чем в некоторых конструкциях давление нагнетания мо-
жет быть доведено до 140 кгс/см2. Серийно выпускаемые насосы
двойного действия типа ЛФ предназначаются для работы при давле-
нии не выше 65 kzcIcm2.
Лопастные гидромашины используются в качестве гидромото-
ров. Достоинство лопастных гидромоторов состоит в том, что давле-
ние рабочей жидкости на лопасти создает тангенциальное усилие,
передающееся ротору гидромотора. В связи с этим гидромоторы
этого типа могут быть компактнее. Однако, наряду с достоинствами
47
этого типа гидромоторов, у них есть и недостатки, которые заклю-
чаются в сложности уплотнений лопастей.
В настоящее время выпускаются для горных машин лопастные
высокомоментные гидромоторы типа ВЛГ. Эти моторы многокамер-
ные, работающие при рабочем давлении жидкости 100 кгс!см?.
Рис. IV.13. Ротор лопастного насоса
Рис. IV.14. Торцовый распределитель-
ный диск лопастного насоса
Рабочий объем лопастного гидромотора рекомендуют определять
по следующей формуле:
? = -5-(Z)“-4)Zzk.1O-3, л!об, (71)
где DK — внутренний диаметр расточки корпуса гидромотора, см;
dp — диаметр ротора гидромотора, см;
I — ширина лопасти, на которую действует рабочая жидкость,
см;
zK — число рабочих камер гидромотора.
Величину теоретического крутящего момента гидромотора можно
определить по формуле
л
М = —- qp, кгс-см. (72)
Конструкция высокомоментного гидромотора типа ВЛГ будет
рассмотрена ниже.
Ротор лопастного насоса, приведенный на рис. IV.13, имеет
пазы 1, выполненные под углом а к радиусу ротора. Плоские ло-
пасти 2 выдвигаются из пазов ротора под действием центробежной
силы и давления рабочей жидкости, которая подводится под ло-
пасти по сквозным отверстиям 3.
48
Торцовой распределительный диск 1 лопастного насоса показан
на рис. IV.14. Угловые фрезерованные канавки 2 и 3 на диске
предназначены для подвода рабочей жидкости под лопасти при их
выдвижении. Окна 4 и 5 предназначены для соединения полости
ротора насоса со всасывающими каналами, а окна 6 и 7 соединяют
полость ротора с нагнетательной магистралью.
В связи с тем, что полости нагнетания расположены диаметраль-
но противоположно так же, как и полости всасывания, ротор насоса
уравновешен.
Рис. IV. 15. Схема
лопастного насоса
двойного действия
В выпускаемых отечественной промышленностью насосах пазы
под лопасти имеют следующий наклон к радиусу: при диаметре ро-
тора 56—85 — 13—15°, при диаметре 140 мм — 7—8°. Наличие
угла наклона предотвращает заклинивание лопастей в пазах в зоне
нагнетания, когда лопасти скользят по переходной кривой профиля
статора от большего радиуса к меньшему. Опасность заклинивания
лопастей больше в том случае, когда больше кривизна профиля.
Насосы с наклонными лопастями могут работать только при оп-
ределенном направлении вращения ротора.
В отечественных конструкциях направление вращения ротора
лопастных насосов с наклонными лопастями — по часовой стрелке
(если смотреть со стороны вала). При необходимости вращения ро-
тора насоса в обратном направлении нужно разобрать насос и повер-
нуть ротор с лопастями и боковые диски статора на 180°, а также
повернуть боковые диски по кругу на 90° для перемены мест соедине-
ния окон дисков с каналами всасывания и нагнетания в корпусе.
Принципиальная схема лопастного насоса двойного действия
показана на рис. IV. 15.
При вращении ротора 1 лопасти 2 под действием центробежной
силы и давления жидкости, подводимой в пазы ротора под лопасти
4 Заказ 336
49
из нагнетательной полости насоса, прижимаются к внутренней по-
верхности статора 3, которая имеет внутренний эллипсов вдный про-
филь. Благодаря такой форме расточки статора лопасти за один
оборот ротора совершают два поступательно-возвратны? хода, ве-
личина которых равна разности радиусов дуг окружностей. При вра-
щении ротора против часовой стрелки жидкость всасывается через
окна 5 и 7 и вытесняется в напорный трубопровод соответственно
через окна 4 и 6. Каждая лопасть за один оборот ротора нагнетает
жидкость два раза. Так как рабочее давление жидкости действует
на противоположные стороны ротора (окна 4 и 6), подшипники ро-
тора разгружены. Это дает возможность применять в таких насо-
сах более высокие давления (до 140 ksc/cjh2), чем в лопасть ых насосах
одинарного действия.
Внутреннее кольцо статора лопастного насоса изготовлено так,
что в местах перехода между полостями всасывания и нагнетания
(между окнами 4—5 и 6—7) оно очерчено дугами окружности,
описанными из центра ротора, а участки, приходящиеся на окна,
выполнены по сопрягающимся кривым. Благодаря такому профилю
статора на участках между окнами лопасти не выдвигаю’ся и объем
жидкости в камерах между лопастями не изменяется.
Из лопастных насосов двойного действия в системах гидропри-
вода горных машин применяются в настоящее время не сосы серии
Л (рис. IV.16).
В чугунном корпусе 1 смонтирован статор 2, к торщ м которого
с обеих сторон плотно прилегают диски 3, образуя вну?ри статора
рабочую полость насоса. В этой полости находится рогор 4, име-
ющий цапфы, на которых он вращается в отверстиях дисков 3, выпол-
няющих по отношению к ротору функции подшипнике в скольже-
ния.
Ротор 4 имеет двенадцать узких пазов, выполненных под углом
по отношению к радиальному направлению, в которых с небольшими
зазорами свободно располагаются лопасти 5.
Ротор приводится во вращение через шлицевое соединение ва-
лом 6, который смонтирован на двух шарикоподшипниках 7 и 8,
один из которых помещен в корпусе, а второй — в крыште 9 насоса.
Для закрепления шарикоподшипника 8 и устранетия утечки
жидкости через выводной хвостовик вала служит крышк! 10 с вмон-
тированным в нее фетровым уплотнением 11.
Утечки рабочей жидкости через посадочную поверхность крышки
9 отводятся по каналу 12 в полость 13 вала, которая соединена
с дренажной линией. Уплотнение 14 установлено для п зедотвраще-
ния утечек из насоса наружу.
При вращении ротора лопасти под действием центробеж-
ной силы выдвигаются из пазов и прижимаются к юверхности
статора.
Торцовые диски насоса имеют два окна 15 для всасывания и два
окна 16 для нагнетания рабочей жидкости. Окна соединены попарно
крест-накрест.
50
Лопастные насосы серии Л нельзя использовать в качестве гидро-
двигателей, так как лопасти в покое могут быть не прижаты к про-
филированной поверхности статора, и масло под давлением будет
протекать, не вызывая вращения ротора.
Нагнетание
/ 1
Всасывание
Рис. IV. 16. Лопастный насос двойного действия серии Л
Лопастный насос гидросистемы механизма подачи ГПЧ-2м
имеет специальную конструкцию. Это насос одинарного действия с
принудительным выдвижением лопастей и гидравлическим при-
водом изменения величины эксцентриситета.
Механизмы подач первых выпусков имели механические устрой-
ства изменения эксцентриситета, которое оказалось неудобным в
эксплуатации.
В расточке корпуса механизма подачи может перемещаться
в вертикальном направлении корпус 1 насоса (рис. IV.17, а).
Независимо от корпуса 1 насоса в горизонтальной расточке
корпуса механизма подачи на трех шарикоподшипниках
4*
51
У злобные о5оз начения--
—-попоч/ная Hiiiuu'iLiuM; - ^-слиднпя магистраль
Рис. IV.17. Лопастный насос одинарного
действия ГПЧ-2
смонтирован вал 5 насоса. При этом подшипник 4 смонтирован в рас-
точке корпуса механизма подачи, а подшипники 2 и 3 — в специаль-
ном стакане 6. От смещения в осевом направлении вал насоса удер
живается в стакане пружинными кольцами 8. Между подшипника иг
2 и 3 в стакане смонтировано манжетное уплотнение 9, которое
вместе с маслоотбойным кольцом 10 устраняет утечки масла из кор-
пуса по валу насоса.
Вал насоса приводится во вращение шестерней 11, закрепленной
на его хвостовике при помощи шпонки и круглой гайки. В средней
части вал имеет шлицы, при помощи которых передается вращение
ротору 13, находящемуся внутри корпуса насоса. Ротор имеет де-
вять радиально расположенных пазов, в которых перемещаются
лопасти 14. Лопасти цапфами опираются на сухари 15, скользящие
по кольцевым пазам в боковых кольцах 16. Кольца смонтирова ть!
внутри корпуса насоса, прилегая к торцовым поверхностям ротора
и поверхностям боковых крышек, которые закрывают с обоих сю-
рон корпус насоса.
Между лопастью и корпусом насоса имеется зазор в 0,2—0,3 мм.
Уплотнение этого зазора осуществляется пластинками |27, которые
центробежной силой прижимаются к внутренней расточке корпуса
насоса. Малый вес пластин обеспечивает им небольшую силу дав-
ления на корпус насоса, а следовательно, и малый износ кор-
пуса.
Корпус насоса перемещается относительно ротора, в результате
чего изменяется эксцентриситет насоса. В том случае, когда экс-
центриситет равен нулю, насос не подает рабочей жидкости.
Подвижная часть корпуса насоса резьбой связана со штоком 24
на котором закреплен поршень 25, перемещающийся в цилиндре 29,
Поршень имеет манжетное уплотнение 26 и дополнительные
уплотнения кольцами круглого сечения 27 и 28 из резиносмеси.
Надпоршневая полость цилиндра 29 соединена трубкой 34 с ци-
линдром управления 30, в котором при вращении маховичка 31 пе-
ремещается поршень 32. Таким образом, цилиндр насоса и цилиндр
управления соединены в единую замкнутую систему с постоянным
объемом масла. При вращении маховика поршень 32 перемещается
и масло из цилиндра управления поступает в цилиндр насоса. Пор-
шень 25 переместится и опустит корпус насоса относительно ссп
ротора, в результате чего изменится производительность насоса.
Поднятие корпуса насоса вверх происходит под действием пру-
жины 33 и давления рабочей жидкости на корпус насоса со сторо ты
напорной магистрали.
Для систематического наполнения объема в замкнутой гидро-
системе управления служит отверстие 7, соединяющее в конце каж-
дого хода поршня его цилиндр с компенсационным бачком 18, выпол-
ненным вокруг цилиндра управления 30.
Для пополнения масла в бачке служит канал 12, закрытый проб-
кой 19, а также отверстие 17, через которое может поступать масло
из картера редуктора механизма подачи.
54
При монтаже насоса в отверстия 22 и 23 входят трубопроводы
клапанной коробки, обеспечивающей подачу насосом рабочей жид-
кости в нагнетательный трубопровод, независимо от направления
вращения ротора насоса.
Вращение ротора по часовой стрелке обеспечивает перемещение
рабочей жидкости из полости 20 (всасывающей) в полость 35 (нагне-
тательную). Если вращение будет против часовой стрелки, то по-
лость 35 станет всасывающей, а полость 20 — нагнетательной.
В настоящее время механизм типа ГПЧ не выпускается, но боль-
шое количество их еще работает на шахтах.
Лопастные насосы общепромышленного назначения выпускаются
г. одинарном и сдвоенном исполнениях.
Сдвоенные насосы — это два насоса, установленные на одном
валу: насос большой производительности, но с малым давлением,
и насос малой производительности, но с большим давлением.
Первым от приводного двигателя монтируют насос с высоким
давлением, требующий большего крутящего момента.
Лопастный гидромотор механизма подачи ГПЧ * (рис. IV. 17, б)
имеет специальную конструкцию, аналогичную конструкции на-
соса.
В корпусе 1 имеются две параллельные расточки. В одной смон-
тирован пробковый кран 2, а в другой — гидромотор. Внутри этой
расточки помещен ротор 3, сидящий на валу 4 гидромотора и враща-
ющийся на двух подшипниках, установленных в крышках 5 и 6.
Вал 4 с укрепленным на нем ротором 3 расположен относительно
осп расточки в корпусе 1 эксцентрично. Эксцентриситет постоян-
ный и равен (5,5 мм. Вал гидромотора имеет выходной хвостовик,
на который насажена шестерня 7, укрепленная гайкой 21. Через
систему зубчатых передач шестерня передает движение барабану
или ведущей звезде механизма подачи. В радиально расположенных
пазах ротора перемещаются лопасти 8, цапфы которых входят в от-
верстия бронзовых сухариков 9, скользящих по кольцевым пазам
колец 10, вращающихся на роликах 11, смонтированных в кольце-
вых канавках втулок 12. Втулки запрессованы в боковых крышках
13 и 14 корпуса гидромотора и закреплены круглыми гайками 15.
В каждой лопасти имеется продольный паз, в котором свободно
перемещается пластина 16. Плоской пружиной 17, а также действи-
ем центробежной силы пластина 16 прижимается к поверхности рас-
точки корпуса гидромотора и обеспечивает уплотнение пространства
между поверхностью корпуса гидромотора и лопастью.
Рабочая жидкость подводится к пробковому крану через отвер-
стие А (рис. IV.17, в). Пробковый кран имеет три фиксированных
положения: ход вперед (вращение по часовой стрелке), нейтральное
положение (слив) и ход назад (вращение против часовой стрелки).
В первом положении рабочая жидкость, поступающая от насоса
под давлением, через обводной канал В поступает в полость С гид-
* ГПЧ — гидравлическая подающая часть.
ромотора. При этом ротор вращается по часовой стрелке, а отрабо-
танная жидкость из полости D через центральное отверстие Е проб-
кового крана уходит на слив.
Рис. IV.18. Лопастный гидромотор ВЛГ-400
обе полости
ового крана
гидродвига-
Во втором положении крана жидкость поступает на слив через
центральное отверстие Е в пробковом кране, при этом
СиЬ гидромотора заперты. В третьем положении пробв'
жидкость через обводной канал В поступает в полость D
теля, а отработанная жидкость из полости С через отверстие Е уходит
на слив, при этом гидромотор вращается против часозой стрелки.
56
Для поворота пробкового крана в одно из трех положений на его
квостовике насажена шестерня 18 (см. рис. IV.17, б), сцепленная
' зубчатым сектором 19, который приводится специальной тягой,
шведенной на торец механизма подачи.
Для ограничения максимального давления в гидросистеме во
спускном патрубке гидромотора установлен шариковый предохра-
нительный клапан 20.
Гидромотор ВЛГ-400 (рис. IV.18) состоит из корпуса 1, закры-
того с обеих сторон крышками 2 и 3- Внутри корпуса вращается
ротор 4, в радиальных пазах которого расположены спаренные
лопасти 5, поджимаемые к внутренней поверхности корпуса 1 пру-
жинами 6. Ротор 4 сидит на шлицах вала 7, вращающегося на шари-
ковом радиальном подшипнике, смонтированном в крышке 2, и роли-
ковом двухрядном радиально-сферическом подшипнике, смонти-
рованном в крышке 3.
От осевого перемещения вал 7 удерживается подшипником № 211,
внутренняя обойма которого закреплена на валу гайкой 8, а наруж-
ная обойма — в крышке 2 другой крышкой 9. Выводной конец вала
заканчивается фланцем, по окружности которого нарезаны зубья
для сцепления с зубчатой муфтой. Выводной конец вала уплотнен
манжетой 10.
Во внутренней поверхности корпуса гидромотора выполнены
четыре продольных паза, в которых размещаются копиры 11, своей
цилиндрической поверхностью прилегающие к наружной поверх-
ности ротора и делящие внутреннюю цилиндрическую поверхность
корпуса гидромотора на четыре изолированные рабочие камеры.
Для устранения перетока жидкости между поверхностью паза кор-
пуса гидромотора и основанием копира поставлено уплотнение 12
из^ маслостойкой резиносмеси.
На наружной поверхности корпуса гидромотора сделаны две
проточки прямоугольного сечения, закрытые приваренными план-
ками 13, в результате чего образованы каналы а и б, сообщающиеся
с патрубками 14 и 15. Через эти патрубки и каналы рабочая жидкость
поступает в гидромотор и отводится от него.
Направление вращения гидромотора зависит от того, с каким
(напорным или сливным) трубопроводом соединены каналы а и 6.
Если, например, патрубок 14 соединен с напорной магистралью,
то рабочая жидкость поступает в кольцевой канал а и далее через
четыре продолговатых окна в одновременно в четыре рабочие полости
между копиром 773и ближайшей лопастью 5, ротор при этом вра-
щается по часовой стрелке. При приближении лопасти к копиру
рабочая жидкость, заключенная между лопастью и копиром, выте-
сняется через отверстия в кольцевой канал б и далее через патрубок
15 в сливную магистраль.
Лопастные гидромашины имеют меньший объемный к. и. д.
в сравнении с поршневыми. При работе этих гидромашин на вязкой
рабочей жидкости объемный к. п. д. выше по сравнению с тем,
когда они работают не менее вязкой рабочей жидкости.
57
На рис. IV.19 показана круговая диаграмма распределенья
утечек через различные зазоры в подвижных частях лопастного
насоса при различных температурах рабочей жидкости.
Из диаграммы видно, что в связи с малым зазором (0,02—0,03 мл)
между лопастью 1 и пазом ротора 2 доля утечек мала по сравнению
с утечками q3, происходящими из канавки под лопаткши в зону
всасывания через торцовый зазор между ротором и дисками. Сумма э-
ная доля утечек д3 7г составляет не менее 54.49-6. Утеьки д6 чер;з
Рис. IV.19. Диаграмма уте-
чек в лопастной гидрома-
шине:
а — при температуре масла 27—
28° С; б — при температуре мас-
ла 49—52° С; в — схема движе-
ния утечек
зазор между лопастью 1 и статором 3 изменяются значительно мень-
ше, чем торцовые. Меньший удельный объем имеет cjmmh утечзк
Qj + g2 между цапфами ротора и боковых дисков. С уменьшением
вязкости рабочей жидкости значительно увеличивается доля утечзк
?5 + Чб в зазоры между лопастью и статором и между лопастью и
боковыми дисками.
Снижение утечек в лопастных гидромашинах теми или иными кон-
структивными решениями может значительно расширить область
применения как лопастных насосов, так и гидромоторов.
§ 4. Поршневые насосы и гидромоторы
Радиально-поршневые насосы и гидромоторы. Отличительной осо-
бенностью радиально-поршневых гидромашин является то, что
оси их цилиндров направлены по радиусам к оси вращения. Цилинд-
ры гпдромашин могут располагаться звездообразно, в орин или ге-
сколько рядов или линейно по оси вращения. Кроме того, гидрома-
шины выполняются с вращающимся или неподвижным блоком ци-
линдров.
Рассмотрим работу насоса на наиболее простом примере: нерегу-
лируемый насос с неподвижным блоком цилиндров и ведущим экс-
центриком (эксцентриковый насос). На рис. IV.20 показана схема
одноцилиндрового эксцентрикового насоса. Указанные насосы вы-
полняются также со звездообразным и линейным расположением
цилиндров.
Рис. IV.20. Схема работы одноцилиндрового эксцентрикового насоса
Эксцентриковый насос (см. рис. IV.20) состоит из неподвижного
блока цилиндров 2, в расточке которого помещен поршень 6. Пор-
шень прижат к эксцентрику 7 прижиной 3- Эксцентрик представляет
собой деталь цилиндрической формы, ось вращения которой О1
не совпадает с геометрической осью симметрии С*. Расстояние между
осями 00г обозначается е и называется эксцентриситетом. Посколь-
ку поршень постоянно прижат к эксцентрику пружиной, при вра-
щении эксцентрикового вала поршень совершает возвратно-посту-
пательное движение. Так, в положении, показанном на рис. IV.20,a,
если сообщить вращение эксцентрику, поршень под действием пру-
жины начнет выдвигаться и поршневое пространство А увеличи-
вается. Под действием разряжения в рабочей полости открывается
обратный клапан 4 и жидкость заполняет рабочую полость через вса-
сывающую магистраль 5 (рис. IV.20, б). При повороте эксцентрика
на 180° от начального положения (рис. IV.20, в) цикл всасывания
заканчивается и поршень к этому моменту совершил ход равный
2е. При дальнейшем вращении эксцентрика поршень перемещается
вверх (рис. IV.20, г), подпоршневое пространство сокращается, дав-
ление в нем повышается, в связи с чем обратный всасывающий кла-
пан 4 закрывается, а напорный клапан 1 открывается и сообщает
.5 9
подпоршневое пространство с магистралью высокого давления <?.
При движении поршня от крайнего нижнего к крайнему верхнему
положению совершается нагнетание жидкости.
Производительность эксцентрикового насоса вычисляется сле-
дующим образом.
Количество жидкости, подаваемое за один рабочий ход поршвя
(один оборот эксцентрикового вала) в магистраль высокого давле-
ния, равно произведению поперечного сечения поршня F на его ход I
qi = Fl^^-2e,
где dn — диаметр поршня.
Если насос имеет z цилиндров, то его рабочий объем q — пода-
ча рабочей жидкости за один оборот ведущего вала — будет в z
раз больше подачи одного цилиндра
q=;z^-2e. (73)
4
Если число оборотов в минуту эксцентрикового вала равно п,
то теоретическая производительность насоса
QT = qn = z-^^-2en. (74)
В реальных условиях действительная производительность на-
соса ниже теоретической, поскольку часть жидкости не попадает
в магистраль высокого давления, вытекая через зазор между порш-
нем и цилиндром. Кроме того, подпоршневое пространство может
не полностью заполняться при цикле всасывания. Все эти потери
жидкости называются объемными, а отношение действительной *?д
производительности насоса к теоретической QT определяет объемный
к. п. д. насоса
7F = V ' (75)
YT
Из (74) и (75) находим
<*д = г^а-2^г10. (76)
Рассмотрим теперь кинематику и силовой режим эксцентрико-
вого насоса.
На рис. IV. 21 показана расчетная схема эксцентрикового на-
соса. В начальном, крайнем верхнем положении поршня! расстояние
от оси вращения эксцентрика 0г до торца поршня составляло R -f е,
при угле поворота эксцентрика а расстояние от оси вращения до тор-
ца поршня стало R + h, где из Д0/2Л
AOi = h = e cos а.
60
Следовательно, поршень из начального положения переместился
на
х = (R + е) — (R + Л) = е (1 — cos а).
При этом, поскольку а = <о/, скорость движения поршня
v = sin а, (77)
at
где ш — угловая скорость вращения эксцентрика, рад!сек.
Ускорение поршня
а = = ы2е cos а. (78)
at*
Для определения крутящего
момента на валу насоса необходимо
рассмотреть действующие между
поршнем и эксцентриком силы во
время рабочего хода поршня.
В подпоршневом пространстве
во время рабочего хода поршня
(нагнетания) находится жидкость
под высоким давлением. Поэтому
на поршень действует силаР, рав-
ная произведению давления в ра-
бочей полости на площадь попе-
речного сечения поршня
P = = (79)
Указанная сила передается
эксцентрику в точке контакта его
с поршнем (точка В рис. IV.21).
Поскольку это усилие направлено
по нормали к поверхности эксцен-
трика, линия действия силы Р про-
ходит через центр О. При этом в
равный
Рис. IV.21. Расчетная схема эксцен-
трикового насоса
эксцентрике возникает момент,
Мп = Р • АО = Fpe sin а.
(80)
Указанный момент действует в течение рабочего хода поршня,
т. е. при повороте его на угол 180°. График крутящего момента на
валу эксцентрика при вращении его показан на рис. IV. 22.
Таким образом, момент, необходимый для привода насоса, гра-
фически представляет собой синусоиду. Средний момент, действу-
ющий на валу, вычисляется по известным формулам, приведенным
в главе IV. Действительное же мгновенное значение крутящего мо-
мента, судя по формуле (80), может значительно отличаться от сред-
него. Однако, поскольку обычно насосы выполняют с несколькими
61
поршнями, суммарный момент имеет значительно меньшие колеба
ния, чем изображено на рис. IV.22. Поскольку колебания момента
связаны с колебаниями подачи насоса, рассмотрим равномерность
работы насоса, анализируя наиболее показательный фактор — подачу.
Выше (76) мы получили среднее значение производительности
(подачи) насоса. Между тем мгновенная производительность насоса
Рис. IV.22. График крутящего момента на валу эксцентрика
в связи с изменением скорости движения поршня по закону синуса
(77) может значительно отличаться от средней. Действительно,
подача жидкости одним поршнем
Qn Fv — Ftae sin a. (81)
Рис. IV.23. График подачи эксцентрикового насоса
Если изобразить подачу жидкости одним поршнем эксцентрико-
вого насоса графически, то получим график I, (рис. IV.23). Из гра-
фика следует, что подача однопоршневого насоса не только нз
постоянна, но и прерывиста, поскольку половина угла поворота экс-
центрика составляет цикл всасывания. Поэтому обычно насосы имеют
несколько поршней, работающих в различных фазах. Так, широко з
распространение в угольной промышленности получили трехпорш-
невые насосы Н-400, эксцентрики которых смещены относительно
62
друг друга на угол 120°. Графически производительность каждого
из поршней трехпоршневого эксцентрикового насоса изображена
кривыми I, II и III на рис. IV.23. Общая производителпность насо-
са равна сумме производительностей отдельных поршней и изобра-
жается кривой IV. Из графика IV видно, что производительность
трехпоршневого насоса колеблется в значительных пределах. Коле-
бания производительности насоса оцениваются коэффициентом не-
равномерности подачи Sq, который вычисляется по формуле
s (?max (?min
где <2тах — максимальная мгновенная подача насоса;
<2min — минимальная мгновенная подача насоса;
*2ср — средняя подача насоса.
Для трехпоршневого эксцентрикового насоса максимальная по-
дача будет при угле поворота вала а = 30°, 90°, 150е...
$тпах £<0. (S3)
Минимальная подача при а = 60°, 120°, 180°...
(84)
Средняя подача вычисляется по формуле (74), где п заменено
через <о
___ 2гГг<о
с₽-—2~
Подставив приведенные выше выражения в формулу (82) для вы-
числения неравномерности подачи и приняв 2 = 3 (трехпоршневой
насос), получим
13
/’еш--ре(л ,
J п Z — го
” 6
,0,1403.
2л
Таким образом, неравномерност], подачи трехпоршневого экс-
центрикового насоса составляет 14%. Необходимо отметить, что рав-
номерность подачи имеет очень большое значение, поскольку пуль-
сация подачи, а следовательно, и давление в гидравлических маги-
стралях приводят к развитию усталостных явлений и выходу из строя
трубопроводов и соединительных деталей, ухудшают динамический
режим работы гидродвигателей и могут вывести их из строя, снижа-
ют качество работы, приводят к повышенному шуму. Поэтому сле-
дует стремиться к уменьшению неравномерности подачи, которая
в большинстве случаев снижается с увеличением количества порш-
ней. Причем число поршней следует выбирать нечетным, поскольку
это также увеличивает равномерность подачи насоса.
63
Коэффициент неравномерности подачи для насосов с различным
числом поршней составляет:
г .............. 3 5 6 7 8 9 10 11 12
6q, %........... 14,03 6,2 14,03 3,1 7,81 1,86 1,98 1,24 3,45
В горной промышленности широко используются эксцентриковые
клапанные насосы Н-400.
Насосы имеют производительность 5, 18 и 35 л/мин при давлении
200—300 кгс/см2.
На рис. IV.24 показан насос Н-401. В корпусе 5 насоса на под-
шипниках 6 и 10 смонтирован эксцентриковый вал 1. Эксцентрик
новый вал имеет три эксцентриковые шейки, смещенные под углом
120° односительно одна другой. Шейки имеют игольчатые подшип-
ники 2 с наружными обоймами 4. В корпусе 5 выполнены цилиндри-
ческие расточки, в которые с зазором 15—25 мк установлены поршни
8. Поршни имеют всасывающие клапаны 9 и пружины 7. Кроме
того, подпоршневые полости снабжены обратными (нагнетательными)
клапанами, состоящими из седла 12, шарика 13 и пружины 14.
Рабочая жидкость с подпором не менее 0,5 м через всасывающий патру-
бок 3 поступает во внутреннюю полость насоса. Поршень 8 и клапан
9 постоянно прижаты пружиной 7 к эксцентрику. Причем в крайнем
верхнем положении под действием пружины конический клапан 9
открывается на величину х и жидкость из корпуса поступает в под-
поршневое пространство. При рабочем ходе поршня конический кла-
пан закрывается и жидкость под высоким давлением через нагнета-
тельный клапан поступает в магистраль 11 высокого давления.
Насосы эксцентрикового типа выпускаются на давления до
600 кгс/см2, а поскольку они мало чувствительны к загрязнению ра-
бочей жидкости, применение их в горном машиностроении особенно
перспективно. В горной промышленности широко применяются
насосы Н-403 производительностью 35 л/мин для насосных станций
механизированных крепей.
Кроме эксцентриковых насосов, широкое применение в технике
получили радиально-поршневые насосы и гидромоторы со звездо-
образным расположением поршней. Гидромашины указанного типа
с клапанным распределением могут развивать давление до
1000 кгс/см2, а при цапфенном распределителе — до 300—350 кгс/см2.
Схема гидромашины указанного типа приведена на рис. IV.25.
Блок цилиндров 1 гидромашины (рис. IV.25, а) вращается вокруг
оси О вместе с радиально расположенными в ней поршнями 3-
Реактивный барабан 2 имеет ось вращения Ог, не совпадающую
с осью вращения блока цилиндров. В связи с этим при вращении
блока цилиндров поршни под действием центробежной силы стре-
мятся выйти из цилиндров и контактируют с внутренней поверхно-
стью реактивного барабана. При одном обороте блока цилиндров
каждый поршень совершает двойной ход — выдвигается при пере-
мещении по участку а I б и вдвигается в цилиндр при перемещении
по участку б II а. При движении по участку а I б подпоршневые по-
64
пости соединены с камерой низкого давления А, из которой жид-
кость всасывается при движении поршня от центра к периферии,
а при движении по участку б II а подпоршневые полости соедине-
ны с камерой высокого давления Б, в которую поступает жидкость
при движении поршня от периферии к центру. Перемычка 4 служит
для разделения полостей высокого и низкого давления и поэтому
устанавливается с небольшим зазором относительно распредели-
тельной втулки блока цилиндров.
Таким образом, при вращении блока цилиндров каждый пор-
шень за один оборот совершает ход, равный 2е, где е — равно рассто-
янию между осями вращения блока цилиндров и реактивного бара-
бана (OOJ.
Рабочий объем насоса
q = z^-2e. (86)
Равномерность подачи радиально-поршневых насосов вычисля-
ется по тем же формулам, что и для эксцентриковых насосов и по-
этому для них можно пользоваться данными, приведенным на стр. 64.
Насосы описанного выше типа выполняются с постоянной и пере-
менной производительностью. Если эксцентриситет — расстояние
между осями вращения блока цилиндров и реактивного барабана —
не регулируется, то и удельный расход насоса — величина постоян-
ная, откуда производительность насоса зависит только от скорости
вращения приводного двигателя.
Если же эксцентриситет можно изменять, удельный расход [см.
формулу (86)] также изменяется и производительность насоса регу-
лируется. Обычно в насосах с регулируемой производительностью
система управления воздействует на реактивный барабан, который
вручную, дистанционно или автоматически может перемещаться
относительно блока цилиндров. Если перемещать реактивный бара-
бан в сторону уменьшения эксцентриситета, производительность
насоса уменьшается. При совпадении осей вращения блока цилинд-
ров и реактивного барабана поршень не совершает возвратно-по-
ступательного движения относительно блока цилиндров и поэтому
производительность насоса равна нулю. При дальнейшем переме-
щении реактивного барабана насос увеличивает производительность,
но магистрали высокого и низкого давления (камеры А и Б на
рис. IV. 25, а) меняются местами.
Насосы описанного выше типа (кроме клапанных) являются об-
ратимыми. Это означает, что при подаче рабочей жидкости от отдель-
ного источника к рабочей магистрали гидромашины последняя при-
водится во вращение и может работать в качестве гидромотора.
Действительно, если подвести давление к камере Л (см. рис. IV. 25, а),
жидкость подводится в подпоршневые пространства поршней, кон-
тактирующих с участком al б реактивного барабана. Поршни, стре-
мясь выдвинуться, опираются на реактивный барабан п при их взаи-
модействии возникает усилие N, направленное по нормали к поверх-
5* 67
ности реактивного барабана. Усилие N может быть разложено на
силу Р — усилие, развиваемое поршнем, и силу Т — тангенциаль-
ное усилие, вызывающее вращение блока цилиндров. Величина тан-
генциального усилия, а следовательно, и момент, развиваемый
гидромотором, зависит от геометрических размеров гидромашины,
величины эксцентриситета и давления в рабочей полости. Посколь-
ку рабочий объем гидромотора q — количество жидкости, которое
необходимо подать в гидромотор для совершения одного оборота
его вала при к. и. д., равном единице, то при подаче к гидромашине
Q л /мин жидкости скорость его вращения будет
п = — т]0, об/мин. (87)
В горной промышленности радиально-поршневые насосы НПЮО
и НП120 используются в механизмах подачи серии Г (Горловский
машиностроительный завод им. С. М. Кирова).
Конструкция насоса НПЮО показана на рис. IV.25, б.
Насос НПЮО представляет собой агрегат, состоящий из основно-
го насоса и вспомогательного одноплунжерного насоса 5, предо-
хранительного клапана 6, сервомеханизма 7 и подпорного клапана 8.
Главный насос состоит из корпуса 1, в который впрессована рас-
пределительная ось 2, ротора 3, статора 4 и крышки 11 с приводом
одноплунжерного насоса.
Вращение ротору 3 насоса передается через эксцентриковый
вал 9 и роликовую муфту 10, которая предназначена для компенса-
ции возможной несоосности ротора и эксцентрикового вала в ре-
зультате технологических и монтажных погрешностей. Эксцентри-
ковый вал вращается на двух шарикоподшипниках, один из которых
смонтирован в крышке 11, а другой — во фланце 12. На эксцентрике
вала насажены два шарикоподшипника, наружные обоймы которых
заключены в общую обойму 13, которая сообщает возвратно-поступа-
тельное движение плунжеру вспомогательного насоса 5.
К корпусу насоса прикреплены два магистральных трубопрово-
да 35 и 32, которые через сверления и каналы соединены с окнами В
и Я в распределительной оси. Места сопряжения трубопроводов
и каналов корпуса уплотнены резиновыми кольцами 31. Окна В и Н
служат для подвода и отвода рабочей жидкости от ротора насоса.
Ротор насоса (блок цилиндров) вращается на распределительной
оси на двух радиально-упорных шарикоподшипниках. В ротор за-
прессована распределительная бронзовая втулка 14, имеющая ради-
альные окна и пазы, соединяемые с цилиндрами, в которых переме-
щаются плунжеры 17. Диаметральный зазор между распределитель-
ной осью 2 и втулкой 14 составляет 0,05—0,07 мм, а ширина перемыч-
ки А на оси 2 несколько больше по величине диаметра радиальных
отверстий во втулке 14. Это предотвращает перетоки между окнами
В нН и наружную утечку масла. В зависимости от направления вра-
щения ротора и знака эксцентриситета статора одно из окон распре-
делительной оси является нагнетательным, а другое — сливным.
68
Ротор имеет два ряда цилиндров, в каждом ряду имеется по
одиннадцати плунжеров 17. Внешние концы плунжеров выполнены
сферическими и контактируют с внутренней обоймой шарикоподшип-
ника статора.
Статор 4 располагается в разъеме между корпусом и крышкой
насоса и представляет собой обойму, в которую вмонтирован ради-
альный шарикоподшипник 18. Обойма статора имеет два шипа 19
и 20, на которые напрессованы втулки. При помощи шипов статор
удерживается в боковых крышках 21 и 22 насоса и имеет возмож-
ность перемещаться в направлении, перпендикулярном оси враще-
ния ротора. Расточки в крышках и внешние поверхности втулок
шипов обработаны с высокой точностью и уплотнены резиновым коль-
цом. Это позволяет осуществлять перемещение статора путем подво-
да масла под давлением в полости крышек 21 и 22.
Площади сечения шипов, которые выполняют роль поршней,
относятся друг к другу как 1 : 2. Поршень с меньшей площадью
постоянно находится под давлением, а расточка с большим сечением
соединяется либо с напорной, либо со сливной магистралью гидро-
системы управления. Таким образом, статор перемещается либо
в сторону шипа меньшего сечения, либо в сторону шипа большего
сечения. В том случае, когда полость большего поршня замкнута,
статор остается в неподвижном состоянии.
Среднее положение статора концентрично с ротором, а в край-
них положениях эксцентриситет (смещение осей) ротора и статора
составляет 8,5 мм.
При вращении ротора насоса под действием центробежной силы
и давления масла в линии всасывания плунжеры своими сфериче-
скими головками прижимаются к коническим поверхностям внутрен-
ней обоймы подшипника и при наличии эксцентриситета ротора от-
носительно статора совершают возвратно-поступательное движение
в отверстиях ротора. За один оборот ротора каждый плунжер осуще-
ствляет один двойной ход.
В зависимости от направления вращения и знака эксцентриси-
тета плунжеры, находящиеся против окна В или Н, будут переме-
щаться от центра к периферии. Освобождаемый при этом объем
в цилиндрах ротора заполняется жидкостью из сливной магистрали.
Плунжеры, находящиеся на противоположной стороне от оси,
будут перемещаться, наоборот, от периферии ротора к центру, вы-
талкивая масло через второе окно (Н или В) в нагнетательный тру-
бопровод. Чем больше величина эксцентриситета, тем больший ход
будут совершать плунжеры и тем большей будет производительность
насоса. При изменении эксцентриситета от 0 до 8,5 мм производи-
тельность насоса меняется от 0 до 100 л/мин. При изменении направ-
ления вращения изменяется и направление потока масла, т. е. на-
порная линия становится сливной, а сливная — напорной.
Ротор и статор между собой не имеют никаких жестких связей,
однако при вращении ротора плунжеры, выдвигаясь из своих отвер-
стий, сферическими головками упираются во внутреннюю обойму
69
шарикоподшипника и благодари трению приводят ее во вращение.
Наличие конических поверхностей на внутренней обойме подшип-
ника и сфер на головках плунжеров обеспечивает во время работы
насоса перекатывание сопрягаемых поверхностей, в результате
чего их скольжение исключается и износ уменьшается.
Для обеспечения соосности распределительных поверхностей
втулки 14 и оси 2 радиальный зазор в подшипниках ротора выбира-
ется за счет осевого натяга в 40—50 иге, который обеспечивается
путем подбора толщины шайбы 16 и затяжки внутренних обойм
подшипников болтом 15.
При работе насоса обойма подшипника статора и ротор враща-
ются с большей скоростью. В случае заполнения маслом внутренней
полости наблюдаются значительные потери мощности на перемеши-
вание рабочей жидкости. Для устранения этого явления насос уп-
лотнен войлочными кольцами 23, которые препятствуют проникно-
вению масла из ванны механизма подачи внутрь насоса. Масло,
попадающее в полость насоса в результате утечек, выбрасывается
центробежными силами через дренажные отверстия 24. Для того
чтобы в насосе не создавалось разрежение, внутренняя полость
сообщается с атмосферой через трубку 25, верхний конец которой
всегда находится выше уровня масла в картере механизма по-
дачи.
Приводной вал уплотнен манжетой 26 и резиновым кольцом 28.
При монтаже насоса в механизме подачи центрирующая расточка
в корпусе уплотняется резиновым кольцом 27.
Вспомогательный одноплунжерный насос крепится болтами 34
к крышке основного насоса; предназначен для питания гидросисте-
мы управления эксцентриситетом статора, а также принудительной
подпитки и обеспечения подпора в 3—5 кгссм2 в сливном трубопро-
воде.
Сервомеханизм и подпорный клапан предназначены для гидравли-
ческого регулирования производительности насоса. Сервомеханизм
7 крепится болтами к корпусу насоса и соединяется ниппелем 29
с боковой крышкой насоса 22, в которой перемещается направляющий
шип 20 большего сечения статора 4. Подпорный клапан 8 крепится
болтами с противоположной стороны корпуса насоса и соединяет-
ся ниппелем 30 с боковой крышкой 21 насоса, в которой находится
меньший шип 19.
Линия нагнетания вспомогательного насоса одновременно под-
водится к сервомеханизму и к подпорному клапану. Линия нагне-
тания одноплунжерного насоса, пройдя через подпорный клапан,
идет дальше на подпитку основной гидросистемы. Подпорный кла-
пан обеспечивает в линии управления давление, необходимое для
перемещения статора, т. е. для изменения производительности
насоса.
Сервомеханизм служит для соединения полости большего шипа
статора либо со сливной, либо с нагнетательной магистралью, а также
для фиксации положений статора. В установленном на насосе
70
НПЮО сервомеханизме поршень постоянно прижат пружиной к экс-
центриковой втулке 33, закрепленной на статоре насоса.
Изменение производительности насоса осуществляется переме-
щением. золотника сервомеханизма рукояткой управления в одну
или другую сторону.
Рис. IV.26. Схемы высокомоментных гидромоторов
Кроме описанных выше насосов и гидромоторов однократного
действия (один ход поршня за оборот вала), в угольном машинострое-
нии широко применяются гидромоторы многократного действия.
Принципиальная схема многоходового гидромотора показана
на рис. IV.26,а. Гидромотор состоит иэ ротора (блока цилиндров) 1.
В расточках ротора располагаются поршни 2. Поршень имеет ро-
лики 3, обкатывающиеся по профилям направляющей 4. Рабочая
жидкость поступает под поршни через распределитель 5. В распре-
делителе имеются напорные и сливные каналы. Расположение окон
распределителя согласуется с положением рабочих и холостых
участков направляющей статора. Напорные каналы обозначены
71
знаком плюс, сливные — знаком минус. Из распределителя рабочая
жидкость поступает под поршни, ролики которых находятся на рабо-
чих участках профиля направляющей. Поршни же, у которых
ролики находятся на холостых участках направляющей, соединя-
ются со сливной магистралью. На направляющей в местах перехода
с рабочего па холостой участок, и наоборот, имеются переходные
участки. При движении ролика по этим участкам не происходит
относительного перемещения поршня и поэтому в этот момент
напорный и сливной каналы могут быть перекрыты.
При подаче жидкости в подпоршневое пространство поршень
стремится выдвинуться и упирается своими роликами в профиль
направляющей. В связи с криволинейностью профиля при развива-
емом поршнем усилии Р сила давления N ролика на направляющую
тем больше, чем больше угол давления у.
Возникающее при обкатывании ролика по направляющей тан-
генциальное усилие Т создает крутящий момент на роторе. Обычно
у гидромоторов направляющая и распределитель закреплены и по-
тому вращается блок цилиндров — ротор. Однако если закрепить
блок цилиндров, то начнет вращаться направляющая с распредели-
телем. Тангенциальное усилие Т приложено к центру ролика и пе-
редается на ротор через поршень или специальное устройство,
разгружающие поршень от боковой составляющей усилия. Чем
больше количество жидкости, подаваемой в гидромотор, тем выше
скорость его вращения.
Если изменить направление потока рабочей жидкости (поменять
местами напорный и сливной трубопроводы), гидромотор будет вра-
щаться в другом направлении.
Гидромотор имеет z поршней в ряду. При одном обороте ротора
каждый поршень совершает х двойных ходов, количество которых
зависит от профиля направляющей (числа впадин и выступов направ-
ляющей). Гидромоторы могут быть как однорядными, так и много-
рядными, имеющими у рядов поршней. Поршни в рядах могут сме-
щаться, однако конструкция получается более простой при не сме-
щенных поршнях в рядах.
В рассмотренной схеме гидромотора ролик перемещается
вместе с поршнем, в связи с чем их скорость и ускорение одинаковы.
Существуют также гидромоторы с более сложной кинематикой.
Схема такого гидромотора показана на рис. IV.26, б (обозначение
деталей то же, что на рис. IV.26,а) распределитель не показан. Отли-
чительной особенностью данного гидромотора является наличие ша-
туна 6 и качающегося рычага 7. При такой схеме гидромотора ролик
и поршень имеют разные скорости и ускорения. Усилие от ролика
на ротор передается через рычаг 7, поэтому поршень почти пол-
ностью разгружен от бокового усилия, что увеличивает его долговеч-
ность. По схеме, рис. IV.26, б, построена гамма высокомоментных
гидромоторов типа ВГД конструкции Гипроуглемаш.
Имеются конструкции гидромотора, у которых блок цилиндров
расположен на периферии, а звездообразная направляющая —
72
в центре (рис. IV.26, в). В таких гидромоторах блок цилиндров обычно
неподвижен, а вращается направляющая. По этой схеме с цилинд-
рами неравномерно расположенными в угловом отношении был по-
строен гидромотор механизма подачи комбайна БК-2.
На рис. IV.26, г показан гидромотор однократного действия,
который состоит из блока цилиндров 1 звездообразной конфигура-
ции. Поршни 2 перемещаются в расточках блока цилиндров и через
шатуны 5 воздействуют на эксцентрик 4. Гидромотор имеет распре-
делитель, не показанный на чертеже. При подаче рабочей жидкости
под поршень последний через шатун воздействует на эксцентрик,
при этом сила Т, приложенная к поршню, приводит во вращение
блок цилиндров, если эксцентрик закреплен, или момент от силы N
вращает эксцентрик при неподвижном блоке цилиндров. За один
оборот вала каждый поршень совершает один ход.
Гидромоторы этого типа технологичны, однако имеют размеры
и вес большие, чем у многоходовых конструкций, при том же удель-
ном расходе. Такие гидромоторы применяются в отечественной трак-
торной промышленности, за рубежом гидромоторы такого типа при-
меняются в горном машиностроении.
При вращении гидромотора за один рабочий ход поршня объем
рабочей жидкости, поступающей в подпоршневое пространство,
где h — ход поршня;
d — диаметр поршня.
Поскольку за один оборот гидромотора каждый поршень делает
х ходов, а всего поршней в гидромоторе zy, то рабочий объем гидро-
мотора многократного действия находится по формуле
q = hxyz. (88)
Гидромоторы многократного действия имеют высокий крутящий
момент при небольшой скорости вращения вала и поэтому могут
непосредственно или с редуктором, имеющим небольшое передаточ-
ное отношение, приводить исполнительный орган горной машины.
Это снижает размеры привода и облегчает компоновку его на машине.
Таким образом, наряду с общеизвестными достоинствами привода
с гидрообъемными передачами, применение высокомоментных гид-
ромоторов позволяет уменьшить габариты горной машины, что часто
является решающим фактором при применении гидропривода.
Подробней о высокомоментных гидромоторах будет сказано ниже.
На рис. IV.27 показан серийный мощный радиально-поршне-
вой высокомоментный гидромотор многократного действия МР-16.
Статор 8 является основной деталью корпуса, в которой монти-
руются остальные узлы и детали гидромотора. В нем имеются криво-
линейные направляющие, по которым под нагрузкой обкатываются
ролики. При качении роликов по криволинейным направляющим
73
ется в осевой расточке вал-ротора 6. Число распределительных окон
равно 16, половина их связана с подводящими каналами и нахо-
дится под действием высокого давления, другая половина соеди-
няется с отводящими каналами.
Сопряжение распределитель — вал-ротор выполнено с зазором
0,05—0,07 мм. В результате этого осуществляется уплотнение рас-
ютор МР-16
пределителя, так как вытекание рабочей жидкости, находящейся
под высоким давлением, в корпус гидромотора в осевом направлении
и перетекание жидкости из напорных окон распределителя в слив-
ные затруднено.
Распределитель в гидромоторе установлен таким образом, что
середина перемычки между распределительными окнами совпадает
с серединой выпуклой части криволинейных направляющих статора.
Кромки распределительных окон делают острыми для удаления гря-
зи, попавшей в зазор между распределителем и вал-ротором. Из оваль-
ных окон распределителя жидкость поступает в цилиндры вал-ротора.
75
Вал-ротор опирается на подшипники 17 и13, которые находятся
в расточках крышек 1 и 9.
Ротор имеет два ряда радиально расположенных цилиндров
0 60 ± 0,5 мм, по одиннадцати в каждом ряду.
В радиальных расточках ротора расположены поршни 5. Поршня
изготовлены из чугуна. Зазор в сопряжении поршень — цилинд э
равен 0,02—0,04 мм. Для обеспечения концентричного расположе-
ния поршня в цилиндре, улучшения смазки и уменьшения опасности
задира на его наружной поверхности выполнены три кольцевые
канавки 0,5 X 2 мм. На торцах поршня и на канавках сохранены
острые кромки, которые удаляют грязь с поверхности цилиндра.
Поршни через свободный шток 4 соединяются с траверсой .
Траверса несет подшипники 16 и 15. На наружные кольца подшип-
ников напрессованы бандажи из стали. Подшипники 16 обкатыва-
ются по криволинейным направляющим статора 8. Возникающее при
этом тангевщиальное усилие воспринимается через подшипники
15 разгрузочными шайбами, закрепленными на валу 18.
Крутящий момент передается вал-ротору 18 через шпонки
с помощью которых шайбы закреплены на валу. К разгрузочным
шайбам крепятся диски 14, увеличивающие жесткость последних;
помимо того, при вертикальном расположении гидромотора через
грибок 21 эти диски воспринимают вес траверсы.
Конструкция гидромотора позволяет снизить точность изго-
товления основных трудоемких деталей — статора и разгрузочных
шайб. Это достигается само устанавливанием траверсы во всех на-
правлениях. Для этого штоки 4 имеют сферические подпятники в мес-
тах соединения с поршнем и траверсой. Осевая нагрузка от траверсы
на диск также передается через сферическое соединение грибта
и траверсы.
Передача крутящего момев:та от гидромотора осуществляется
через шлицевые полумуфты 19 и 20.
Гидромотор работает следующим образом. При подводе напор-
ной магистрали к отверстию 08ОЛ3 коллектора 12 к патрубку,
маркированному цифрой 1, жидкость поступает в центральное от-
верстие 062 мм распределителя 11 и из него по восьми распредели-
тельным окнам подается в цилиндры вал-ротора 6 и 18. Распредели-
тель установлен относительно статора таким образом, что восемь
распределительных окон, связанных с отверстием 062 мм подают
жидкость под поршневые группы, расположенные на рабочих уча-
стках профиля.
Поршневая группа состоит из двух поршней 5 со штоками 4 и
траверсы в сборе 3. Поршни расположены в радиальных расточках
ротора.
Под давлением жидкости поршни 5 двигаются к периферии и че-
рез свободный шток 4 опираются на траверсу. 3. При этом поршни
развивают усилие Р, которое передается траверсе. Траверса несет
два ролика, обкатывающихся по криволинейной направляющ эй
статора 8. При обкатывании роликов по статору возникает усилие
76
N, нормальное к направляющей. Поскольку усилие N направлено
под углом к оси поршней, возникает тангенциальное усилие Т,
которое через ролики 15, также находящиеся на траверсе, восприни-
мается разгрузочными шайбами. Тангенциальное усилие создает
крутящий момент, который передается вал-ротору через шпонки 7,
с помощью которых шайбы закреплены на валу.
При работе гидромотора ролики 76 переходят с рабочих участ-
ков направляющих статора на холостые. Жидкость, находящаяся
под поршнями, вытесняется в сливные окна распределителя и по
восьми каналам 020 мм поступает в расточку 080 Аз коллек-
тора, помеченную цифрой 2.
При подсоединении напорной магистрали к расточке коллектора
080 И3, маркированной цифрой 1, гидромотор вращается против
часовой стрелки, если смотреть со стороны выходного вала. При
изменении направления потока жидкости (подвод давления к па-
трубку 2) гидромотор меняет направление вращения на об-
ратное.
В гидромоторе МР-16 все основные усилия передаются через под-
шипники качения и поэтому общий к. п. д. его достигает 95%, а дол-
говечность 10 000 ч. Гидромотор МР-16 применен для привода раз-
личного горного оборудования, требующего регулируемого привода
большой мощности, а также применяется в общем машиностроении.
Аксиально-поршневые насосы и гпдромоторы. Насосы и гидромо-
торы с осевым расположением поршней в отличие от радиально-
поршневых имеют пространственную кинематику.
Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы получили наиболь-
шее распространение (особенно в зарубежной практике) благодаря
малым размерам, возможности получения высоких давлений (по-
рядка 160—300 кгс/см2), малым потерям (высокий к. и. д.), быстро-
ходности, легкости управления и автоматизации режима работы.
Основные конструктивные схемы аксиально-поршневых гидро-
машин показаны на рис. IV.28.
Наиболее простой является схема аксиально-поршневого насоса
с наклонным диском (качающейся шайбой) и точечным контактом
поршней с диском (рис. IV.28, а). При вращении ведущего вала 5
приводится во вращение и блок цилиндров 2.
В аксиальных расточных блоках цилиндров перемещаются
поршни 3, прижимаемые пружинами к наклонному диску (качающей-
ся шайбе) 4. За первую половину оборота блока цилиндров поршни
под действием пружин выдвигаются из расточки блока цилиндров
(объем поршневого пространства увеличивается) и осуществляеся
всасывание рабочей жидкости. Вторую половину оборота поршень
вдвигается в расточку блока цилиндров (объем подпоршневого про-
странства уменьшается) и производится нагнетание рабочей жид-
кости. Величина хода поршней за оборот блока цилиндров зависит
от угла наклона качающейся шайбы 4, с которой непрерывно кон-
тактируют головки поршней 3. Конструктивное выполнение акси-
ально-поршневого насоса с точечным контактом головок поршней
77
с качающейся шайбой показано на рис. IV.29 (обозначения те те,
что и на рис. IV.28).
Для осуществления рабочего цикла распределитель во время
всасывания должен сообщать поршневые пространства с магистралью
низкого давления, а при нагнетании — с магистралью высокого дав-
ления. В аксиально-поршневых гидромашинах применяются ради-
альные, клапанные, золотниковые и торцовые распределители.
Наибольшее распространение
получили торцовые распре; е-
лители, показанные на ри-
сунке IV.28, б. Неподвижная
часть торцового распределите. 1я
диска 1 имеет два изолирован-
ных друг от друга серповидных
канала А и Б. Один из этих па-
налов, например, А соединен с
Рис. IV.28. Схемы аксиально-поршневых гидромашин
магистралью высокого давления, второй Б — с магистралью низксго>
давления. При вращении блока цилиндров его торцовая часть с от-
верстиями В прижата к неподвижному диску 1 и поршневые пологти
через отверстия В соединяются через канал Б с магистралью низкого
давления при всасывании и через канал А — с магистралью высокого
давления при нагнетании рабочей жидкости.
Для обеспечения высокой герметичности торцового распредели-
теля неплоскостность неподвижного диска и торца блока цилиндров
должна составлять 1—2 мк. Конструкция торцового распределителя
позволяет обеспечить большие проходные сечения каналов, что дьет
78
возможность увеличивать быстроходность гидромашины, а следова-
тельно, уменьшить ее габариты.
Существенным недостатком торцовых распределителей является
большая чувствительность к загрязнению рабочей жидкости. При
недостаточно очищенной рабочей жидкости наступает быстро про-
грессирующий износ уплотняющих поверхностей, увеличиваются
утечки рабочей жидкости и гидромашины выходят из строя.
Насос, показанный на рис. IV.28,я и рис. IV.29, имеет простую кон-
струкцию, но при высоком давлении нагнетания контактные напря-
жения между головкой поршня и качающейся шайбой недопустимо
велики и поэтому в месте контакта применяются специальные гидро-
статические подшипники либо гидромашина строится по иной схеме.
Рис. IV.29. Аксиально-
поршневой насос с ка-
чающейся шайбой
На рис. IV.28, б показан аксиально-поршневой насос с поворот-
ным блоком цилиндров и несиловым карданным механизмом. Привод-
ной вал 5 насоса имеет фланец 11, на котором через шарниры 9 за-
креплены шатуны 6, через шарниры 8, соединенные с поршнями 3.
Кроме того, приводной вал через валик 7 с двойным карданным ме-
ханизмом 10 (универсальным шарниром) приводит во вращение блок
цилиндров 2.
При вращении приводного вала фланец вала через шатуны приво-
дит в возвратно-поступательное движение поршни, которые через
торцовой распределитель 1, аналогичный описанному выше, осущест-
вляют всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Валик 7 с универ-
сальными шарнирами, преодолевая трение в торцовом распредели-
теле, синхронно с движением ведущего вала, вращает блок цилинд-
ров, чем достигается необходимая точность работы распределителя.
Конструктивное выполнение аксиально-поршневого насоса с двой-
ным несиловым карданом показано на рис. IV.30 (обозначения те же,
что и на рис. IV.28).
В практике получили применение аксиально-поршневые насосы
с силовым карданом (см. рис. IV, 28, в). Ведущий вал 5 через
шпоночное соединение связан с блоком цилиндров 2 и через
79
кардан (универсальный шарнир) 10 — с поводковым диском 13.
Поводковый диск 13 опирается на корпус насоса через по? шипник 12.
В диске при помощи шарниров 9 закреплены шатуны 6, которые
через шарниры 8 связаны с поршнями 3. При вращении приводного
вала приводятся в движение поводковый диск и блок цилиндров, при-
чем основное усилие передается через кардан на поводковый диск.
Поршни приводятся в возвратно-поступательное движение и осущест-
вляют всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Конструктивное
исполнение гидромашины по указанной схеме будет рассмотрено ниже
Рис. IV.30. Аксиально-поршневой насос с
поворотным блоком цилиндров
при описании гидропри-
вода УРС во врубовой
машине «Урад-33» и ме-
ханизма подач!: «Урал-37».
Кроме описанных выше
схем аксиально-поршне-
вых насосов, щеются раз-
новидности юнструктив-
ных схем: насоси с непо-
движным блоком цилинд-
ров, бескарданвые с веду-
щими штоками , со сфери-
ческим распределителем и
т. д.
Производи т ельность
всех описанных выше на-
сосов зависит от угла
наклона качаю щейся шай-
бы (см. рис. IV.28, а),
блока цили здров (см.
рис. IV.28, б), поводкового
диска (см. рис. IV.28, в) и
выражается одними и теми
же формулами,
Из рис. IV.28, б следует, что полный ход h поршня ; а один обо-
рот (из треугольника OKL) равен
h = 2KL = 2ОК tg у = D tg у,
(89)
где у — угол наклона ведущего диска;
D — диаметр, на котором располагаются оси цилиндров.
Объем жидкости, который поступает в напорную магистраль
за полный ход h одного поршня \q = h, а поскольку насос
имеет z поршней, то рабочий объем его
Л Z. Л t/п л.
q = hz = ~~ zD tg у,
где dn — диаметр поршня.
80
(90)
Из приведенной выше формулы следует, что чем больше угол на-
клона ведущего диска, тем больше ход поршня, а следовательно,
I рабочий объем насоса.
На указанном свойстве аксиально-поршневых гидромашин и ос-
шван способ регулирования их производительности. При регулиро-
вании производительности изменяется угол у наклона качающейся
шайбы, ведущего диска или блока цилиндров
При угле наклона у = 0 (ведущий диск перпендикулярен оси вра-
щения блока цилиндров) производительность насоса равна нулю,
поскольку поршни не совершают возвратно-поступательного движе-
ния. При увеличении наклона ведущего диска растет производитель-
ность насоса. Максимальный угол наклона обычно составляет 20—30°.
При вращении блока цилиндров поршни перемещаются вместе с
ведущим диском и движутся в цилиндре.
Рассмотрим движение одного из поршней, который на рис. IV.28, в
изображен максимально выдвинутым из цилиндра (верхний поршень).
При повороте блока насоса на угол а точка контакта с ведущим
диском из положения L (см. рис. IV.28, г) переходит в положение Р.
Проекция точки Р на вертикальную плоскость — точка С. Осевое
перемещение поршня при повороте ротора на угол а из мертвой точ-
ки L до точки Р может быть рассчитано как
х = LC sin у = (OL — СО) sin у =
==(-z----cosa ) smy =„(1 —cosa)siny. (91)
Скорость перемещения поршня
dz D .
у = -^- = —cosinasiny. (92)
Таким образом, скорость относительного движения поршня изме-
няется по закону синуса, т. е. так же, как и в радиально-поршневых
эксцентриковых насосах. Это объясняется тем, что кинематической
основой этих типов насосов является кривошипно-шатунный меха-
низм: у эксцентриковых насосов с плоской кинематикой и у акси-
ально-порпшевых с пространственной кинематикой. Поэтому и основ-
ные зависимости для расчета кинематических и силовых параметров
этих типов насосов одинаковы.
Неравномерность подачи радиально-поршневых и аксиально-
юршневых насосов также одинакова и в зависимости от числа ци-
шндров может быть определена по данным, приведенным на стр. 64.
Аксиально-поршневые насосы выпускаются как в регулируемом,
:ак и в нерегулируемом исполнении. В нерегулируемом исполнении
/гол между валом и блоком цилиндров имеет постоянную величину
I не может регулироваться или качающаяся шайба зафиксирована в
шределепном положении. Регулируемые насосы имеют приспособ-
гение для изменения угла наклона блока цилиндров или качающей-
ся шайбы.
6 Заказ 336
81
Аксиально-поршневой насос является обратимой гидромашиной
(за исключением насосов с клапанным распределителем). Поэтом}
если к питающим патрубкам гидромашины подвести жидкость от
постороннего источника (например, насоса), то гидромашина будет
работать в качестве гидромотора. Аксиально-поршневые гидромоторь
широко применяются в промышленности, в том числе и в угольном
машиностроении. Обычно гидромоторы выпускаются в нерегулиру-
емом исполнении, однако в случае применения регулируемых насо-
сов в качестве гидромоторов представляется возможным изменять их
удельный расход, а следовательно, управлять величиной скорости
и крутящего момента на валу гидромотора.
В угольной промышленност и применяется несколько типов акси-
ально-поршневых насосов и гидромоторов. На рис. IV.31 показан
гидромотор типа ПМ, который может использоваться i в качестве
нерегулируемого насоса. Гидромоторы такого типа выпускаются
девяти типоразмеров с рабочим объемом от 3 до 790 сл«3/об и работают
на давлении 100 кгс!см2, максимальное давление 160 кгс!см2.
Гидромотор типа ПМ имеет нерегулируемое исполнение, посколь-
ку угол между осью блока цилиндров 11 и осью приводного вала 2
не может быть изменен в процессе эксплуатации. Гидромэтор состоит
из корпуса 7, в котором на радиально-упорных 3 (правая опора) и
радиальном шариковом подшипниках 4 (левая опора) установлен
приводной вал 2. К корпусу 1 под углом 30° закреплен второй кор-
пус 7, закрытый с торца крышкой 8. В центральной расточке крышки
8 запрессована ось 9 с подшипником 10, на которой вращается блок
цилиндров 11. Блок цилиндров имеет осевые расточки с установлен-
ными в них поршнями 13. Поршни при помощи шатунов 12 связаны с
фланцем приводного вала. Через распределительный диск 6 рабочая
жидкость подается в цилиндры и отводится из них. Во вращение
блок цилиндров приводится при помощи двойного несплового кар-
дана 5. На выводных патрубках гидромашины установлены пред-
охранительные клапаны. При вращении приводного рала поршни
совершают возвратно-поступательное движение и гидромашина рабо-
тает как насос. Если же подать рабочую жидкость от постороннего
источника к патрубкам гидромашины, то последняя будет работать в
качестве гидромотора.
По описанной выше схеме с использованием всех осг овных узлов
гидромотора ПМ промышленностью выпускаются регулируемые на-
сосы типа ПД и ПР [4]. В указанных насосах блок цилиндров мо-
жет изменять угол наклона к оси приводного вала, чем достигается
регулирование удельного расхода насоса.
Насосы ПД и ПР имеют аналогичную конструкцию качающего
узла и отличаются только наличием в насосах ПД гидроусилителя
для поворота блока цилиндров.
На рис. IV.32 показан насос АНП-200 конструкций Гипроугле-
маша.
Отличительной особенностью насоса по сравнению с рассмотрен-
ными выше является наличие сферического распределителя и веде-
82
*
Рис. IV.31. Гидромотор типа ИМ
5 -
г.
I
1
19'
18'
A-А
Рпс. IV.32. Насос АНП-200
ние блока цилиндров штоками поршней без карданного механизма.
Наличие сферического распределителя 11 улучшает центровку бло-
ка цилиндров /0, уменьшает вероятность отрыва блока цилиндров от
распределителя и позволяет повысить действующее в системе давле-
ние. Блок цилиндров приводится во вращение от фланца вала 20
при помощи штоков 8, которые упираясь в юбку поршня 9 увлекают
во вращение блок цилиндров.
Насос состоит из корпуса 18, в котором помещена качающаяся на
шариковых подшипниках люлька, состоящая из сферической 4 и
цилиндрической 13 частей. Люлька вручную или от гидроусилителя
может поворачиваться на угол ±20°, в связи с чем поворачивается и
расположенный внутри люльки блок цилиндров 10 со сферическим
распределителем 11. В блоке цилиндров имеются расточки, в которые
установлены поршни 9, связанные через штоки 8 с фланцем вала 20.
Сферические опоры штоков смазываются рабочей жидкостью из
подпоршневого пространства, которая поступает по каналам 14.
Валик 12 осуществляет центровку блока цилиндров относительно
люльки.
Шаровые опоры 7 штоков поршней и 15 центрального валика
зафиксированы относительно фланца вала шайбой 16. Усилие от давле-
ния в подпоршневых полостях через штоки 7 передаются фланцу ва-
ла и воспринимаются упорным подшипником б, установленным в
сферическом стакане 17. Для облегчения поворота люльки между ее
внутренней сферической поверхностью и наружной поверхностью
сферического стакана 17 выполнены гидростатические подшипники,
в которые через шариковые клапаны 3 подается рабочая жидкость
из магистралей высокого и низкого давления. Жидкость из гидроста-
тического подшипника по каналу 2 поступает также для смазки под-
шипника 19. С внешними магистралями высокого и низкого давления
насос соединяется при помощи патрубков 21. На валу 20 насоса
установлена шестерня 1 для привода вспомогательного подпиточного
насоса.
При повороте люльки вместе с распределителем и блоком цилинд-
ров и вращении приводного вала поршни совершают возвратно-
поступательное движение и нагнетают рабочую жидкость в гидро-
систему.
§ 5. Силовые гидравлические цилиндры
Общие сведения* Силовые гидравлические цилиндры являются
гидравлическими двигателями объемного действия, в которых ведо-
мое звено совершает возвратно-поступательное движение ограничен-
ной величины.
Ведомым звеном в силовом гидравлическом цилиндре может слу-
жить шток (плунжер) при неподвижном цилиндре или цилиндр при
неподвижном штоке (плунжере).
Так, например, в механизированной крепи М-87 гидравлические
силовые цилиндры (гидростойки) неподвижными имеют цилиндры, а
штоки — ведомые звенья — подвижными, а в проходческом комбай-
85
не «Караганда-7/15» для качания рабочего органа при проведении
штреков сечением 15 м2 используется механизм, у которого ведомым
звеном является цилиндр, а поршень с двусторонним штоком непо-
движен.
Классификационные признаки силовых гидроцилиндров. Силовые
гидравлические цилиндры по конструкции ведомого звена делят на
поршневые и плунжерные.
Рис. IV.33. Схемы силовых
гидравлических цилиндров
По характеру движения силовые гидроцилиндры различают на
гидроцилиндры двустороннего действия и одностороннего действия.
По конструктивным особенностям гидроцилиндры двустороннего
действия разделяют на гидроцилиндры с двусторонним штоком,
гидроцилиндры с односторонним штоком, гидроцилиндры телеско-
пические и гидроцилиндры комбинированные.
Гидроцилиндры с двусторонним штоком, схема которых показана
на рис. IV.33, могут иметь подвод рабочей жидкости через штуцеры
на цилиндре (рис. IV.33, д) или через каналы в штоках (рис. IV.33, е).
В гидроцилиндры с односторонним штоком рабочая жидкость мо-
жет поступать через штуцеры, установленные на цилиндре (IV.33, а)
или через каналы в штоках (рис. IV.33, б). Гидроцилиндры телеско-
пические обычно одностороннего действия выполняются по схеме,
86
показанной на рис. IV.33, г. Последовательность их выдвижения
может быть от большего диаметра к меньшему, а последовательность
втягивания обратная. В некоторых конструкциях порядок выдвиже-
ния телескопических цилиндров определяется клапанами, устанавли-
ваемыми внутри цилиндров.
Комбинированные силовые гидроцилиндры применяют в тех слу-
чаях, когда нельзя установить гидроцилиндр большого диаметра, но
длина установки не ограничена. Схема комбинированного силового
гидроцилиндра показана на рис. IV.33, ж.
Для получения многоскоростного гидроцилиндра может быть ис-
пользована схема, приведенная на рис. IV.33, з.
Рис. IV.34. Конструкция силового гидроцилиндра двусторон-
него действия
Силовой гидравлический цилиндр (рис. IV.34) состоит из метал-
лического пустотелого цилиндра 7, в котором на штоке 2 укреплен
поршень 3. Цилиндр с двух сторон закрыт глухой крышкой 4 и крыш-
кой 5 со сквозным отверстием, через которое проходит шток.
Поршень делит внутренний объем цилиндра на две полости:
поршневую П и штоковую Ш. Штоковая и поршневая полости имеют
отверстия, которые соединяются со штуцерами 6 и 7. Через них в
полости цилиндра подается или отводится рабочая жидкость.
Для предотвращения перетоков рабочей жидкости из одной по-
лости в другую на поршне и штоке установлены уплотнительные ман-
жеты 8 и 9, а также резиновое кольцо 10.
Для предотвращения утечек рабочей жидкости из штоковой по-
лости наружу установлены манжета 11, войлочное кольцо 12 и рези-
новое кольцо 13. Чтобы при втягивании штока осевшая на него грязь
не попадала в штоковую полость гидроцилиндра и не повреждала
87
уплотнительных поверхностей крышки и штока, а также резиновой
манжеты 11, в кольцевой проточке крышки перед войлочным кольцом
устанавливают чистильщик 14.
Поршень на штоке крепится торцовой шайбой 15 и корончатой
гайкой. Последняя для предотвращения самоотвинчивания закреп-
ляется шплинтом 16.
В том случае, когда ведомым звеном является шток, его концу,
противоположному поршню, придают конструкцию, удобную для со-
единения с машиной или ее частью. На рис. IV.34 конец штока имеет
отверстие 17 для оси.
Крепление крышки 5 в цилиндре производится разрезными суха-
рями 18, кольцом 19 и пружинным кольцом 20.
Гидроцилиндры просты в изготовлении, надежны в эксплуатации,
с их помощью можно получать значительные усилия, их расположе-
ние не зависит от установки насоса, распределительной и регулирую-
щей аппаратуры. Эти достоинства обусловили широкое распростране-
ние гидравлических силовых цилиндров в горных машинах.
Скорость поршня, расход жидкости, развиваемые усилия и к, п« д«
силового гидроцилиндра* Скорость, с которой перемещается ведомое
звено силового гидравлического цилиндра, зависит от количества ра-
бочей жидкости, подаваемой в полость гидроцилиндра в единицу
времени, и может быть определена по ранее выведенным формулам.
При подаче рабочей жидкости в поршневую полость
уп = 4~10-3, смIмин,
где Q — количество рабочей жидкости, подаваемой в единицу вре-
мени в поршневую полость, л1мин\
dn — диаметр поршня, см.
При подаче рабочей жидкости в штоковую полость
^ = Т(^,!=^Г10“3’ см/мин'
где dm — диаметр штока, см.
Скорость движения поршня при конструкции силового гидроци-
линдра с односторонним штоком зависит от того, в какую полость по-
дается рабочая жидкость. При подаче рабочей жидкости в штоковую
полость шток вдвигается в цилиндр, при этом скорость поршня вы-
ше, нежели когда рабочая жидкость подается в поршневую полость
и шток выдвигается из цилиндра.
В силовых гидравлических цилиндрах с двусторонним штоком
скорость движения поршня одинакова при подаче рабочей жидкости
в любую из полостей.
Усилие, которое развивается на штоке силового цилиндра, обыч-
но используется для выполнения той или иной операции производ-
ственного цикла. Усилие, развиваемое на штоке силового цилиндра
88
(без учета сил трения) при подаче рабочей жидкости в поржневую
полость, можно определить по формуле (25)
Pn =Snp = -^-p, кгс,
где $п — площадь поршня, на которую давит рабочая жидкость, см2;
р — давление рабочей жидкости, кгс/см2.
При подаче рабочей жидкости в штоковую полость усилие на
штоке (без учета сил трения) можно определить по формуле (2'7)
Рш = Ршр, кгс,
где Sm — площадь поршня в штоковой полости, на которую давит
рабочая жидкость, см2,
Sa = ^(d2n-d21), см2;
din — диаметр штока, см.
Легко заметить, что усилие на поршне при подаче рабочей жидко-
сти в поршневую полость выше, чем при подаче рабочей жидкости
в штоковую полость при одной и той же величине давления.
При рассмотрении величин усилий, получаемых на поршне (што-
ке) силового гидроцилиндра, не учтены силы трения поршня и его
уплотнения о стенки цилиндра и уплотнения штока, а также силы
сопротивления, возникающие при вытеснении рабочей жидкости из
противоположной полости. Эти вредные сопротивления снижают
величину эффективного усилия штока.
Движущее усилие на штоке гидроцилиндра можно определить по
формуле
F = pS—— кгс, <93)
где р — рабочее давление жидкости, кгс/см2;
S — площадь поршня или плунжера, на которые оказывается
неуравновешенное давление, еж2;
/?ш — сопротивление уплотнения штока, кгс;
Лп — сопротивление уплотнения поршня, кгс;
Rc — сопротивление вытеснения рабочей жидкости из противо-
положной полости гидроцилиндра, кгс.
Усилие трения уплотнения штока и поршня при установке рези-
новых манжет®определить*можно по формуле
= u.n.d‘mlp, (94)
где р. — коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока;
d'm — уплотнительный диаметр, см;
I — длина уплотнения, см.
89
Сопротивление от вытеснения рабочей жидкости из противопо-
ложной полости силового гидре цилиндра можно определить по фор-
муле
/?с - P .(d„ — dm), иге, (95)
где Р1 — давление в противоположной полости, кгс!см2\
dn, dm — соответственно диаметр поршня и штока, см.
К. п. д. силовых гидроцилиндров. Теоретическую мощность на
штоке силового гидроцилиндра можно определить по формуле
N = Fv, (96)
где F — внешнее усилие на штоке;
v — скорость движения поршня.
Если учесть, что
F=-S,lP=^P,
ТО
N--=^pv. (97)
4
Действительную мощность, снимаемую со штока, можно подсчи-
тать по формуле
N1^=PivS1,
где Р1 — давление в силовом гидроцилиндре,
Pi =- Рн ~ &Р>
рн — давление, развиваемое насосом;
Ар — падение давления в магистрали;
Si — площадь поршня,
или
N1 = (pH-Ap)S1v. (98)
Мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения в гидравли-
ческом цилиндре и силы, развиваемой в результате наличия противо-
давления, определяется по формуле
7Vip=(pii + Pnp-f|-) (")
где Рпр — величина противодавления;
8% — площадь, на которую действует противодавление,
= iSj — Sj
S — площадь штока;
2? — сумма сил тренкя в гидроцилиндре.
90
На основании (97) и (98) к. п. д. силового гидроцилиндра
(100)
но
откуда
, S2
*тр 1 Ра + РпР£Г.
N1 Рн — ДР ’
У> Т Ч-Рпр^г
Si
Рн — Ьр
(101)
Теоретическая скорость движения поршня
= (102)
где QT — теоретическая подача рабочей жидкости.
Действительная скорость движения поршня
»п=~. <103>
31
где Qa — действительная подача рабочей жидкости,
<2д = <2т-2а<2ут;
SA<2yT — сумма утечек через шток и поршень.
Учитывая (37), объемный к. п. д. силового цилиндра можно опре-
делить по формуле
и = — = — = 1 — А<?ут
° ут Qr Qt
(104)
Силовые гидроцилиндры, имеющие резиновые уплотнения в виде
манжет из маслостойкой резиносмеси, имеют весьма высокий объем-
ный к. н. д., а при уплотнении металлическими поршневыми кольца-
ми объемный к. п. д. достигнет 0,95—0,97.
Конструкции силовых гидравлических цилиндров. В практике
встречаются самые разнообразные конструкции силовых гидравли-
ческих цилиндров.
Силовой гидравлический цилиндр, показанный на рис. IV.35, ха-
рактерен тем, что подвод рабочей жидкости к штоковой и поршневой
полостям гидроцилиндра производится через ось штока.
Силовой гидравлический цилиндр состоит из собственно цилинд-
ра 1 с приваренными цапфами 13, пустотелого штока 2, поршня 4,
крышки 6, чистильщиков 7, оси 8 штока, пружинного кольца 10,
распорной втулки 11, трех секторов 12.
91
Поршень 4 закреплен на иноке двумя гайками 5. Внутри пусто-
телого штока установлена трубка 3, по которой подводится рабочая
жидкость от отверстия в оси 8 в поршневую полость гидроцилиндра.
В штоковую полость гидроцилиндра рабочая жидкость поступает
по каналу 16 в штоке и отверстие 17. Пружинное кольцо 10 закрепля-
ет крышку 6, распорную втулку 11 и три сектора 12 в сборе в кольце-
вой проточке цилиндра.
Уплотнение между внутренней поверхностью цилиндра и поршнем
осуществляется двумя манжетными уплотнениями 14 из маслостой-
кой резиносмеси.
Рис. IV.35. Конструкция силового гидроцилиндра, подача рабочей
жидкости в полости которого осуществляется через шток
Уплотнение штока и крышки 6 осуществляется также манжетным
уплотнением 15, установленным в кольцевой канавке крышки.
Уплотнение штока и оси 8, по которой в шток подается рабочая
жидкость, осуществляется двумя кольцами 9 из маслостойкой рези-
носмеси.
Силовой гидроцилиндр с плунжером, приведенный на рис. IV.36,
применяется в качестве домкрата для подъема ленточного конвейера
в погрузочной машине.
Гидроцилиндр состоит из цилиндра 1, плунжера 2, втулки 3,
манжетных уплотнений 4 из маслостойкой резиносмеси, крышки 5,
гайки 6 плунжера и чистильщиков 7. Подвод рабочей жидкости в
гидроцилиндр осуществляется через отверстие 1Q в корпусе цилиндра.
Для спуска воздуха, скопление которого может произойти в по-
лости гидроцилиндра, имеется отверстие, закрываемое винтовой
пробкой 8 с уплотнительными кольцами 9.
92
Особенностью этой конструкции является то, что и гидроцилиндр
и плунжер крепятся на осях, в результате чего возможно угловое
перемещение относительно осей.
Для придания жесткости конструкции в гидроцилиндре установ-
лена втулка 3, воспринимающая изгибающие усилия при переме-
щении плунжера.
Конструкции силовых гидравлических цилиндров, используемых
в горных машинах типизированы.
На силовые гидравлические цилиндры, применяемые в механизи-
рованных крепях и машинах для гидравлической добычи угля, ти-
паж не распространяется.
Рис. IV.36. Силовой гидравлический цилиндр с плунжером
Типажем’установлены две величины рабочего давления жидкости
в гидроцилиндрах 100 и 160 kzcIcm1 и два типоразмера (рис. IV.37).
Гидравлические цилиндры (рис. IV.37, ц), обозначаемые условным
индексом Ц, имеют ту особенность, что рабочая жидкость в поршне-
вую и штоковую полости подводится через отверстия в крышках
цилиндров.
В гидравлических цилиндрах (рис. IV.37, б), обозначаемых услов-
ным индексом ЦШ, рабочая жидкость в поршневую и штоковую по-
лости подводится через отверстия в штоке.
Крепление гидравлических цилиндров осуществляется так же
различными способами: резьбовой головкой 7, проушиной 2, травер-
сой-кольцом 3 или траверсой-кольцом с цапфами 4. Крепление тра-
версой-кольцом 3 жесткое, а траверсой-кольцом с цапфой 4 — шар-
нирное.
Работниками машиностроительного завода ИМ. Петровского раз-
работана конструкция гидроцилиндров типа Ц, соответствующая
типажу. Как осуществляется подвод рабочей жидкости в поршневую
и штоковую полости этих гидроцилиндров и как производится ИХ
крепление наглядно видно из рис. IV.38.
Конструкция силового гидроцилиндра машиностроительного за-
вода им. Петровского показана на рис. IV.39.
93
и
Рис. IV.37. Конструктивное исполнение типажных силов
ридроцилиндров:
а — типа Ц; б — типа ПШ
Рис. IV.38. Конструктивные исполнения гидравлических силовых цилиндров
94
Рис. IV.39. Конструкция си-
лового цилиндра завода
им. Петровского
Рис. IV.40. Телес-
копический сило-
вой гидравличес-
кий цилиндр
Корпус 1 цилиндра изготовлен из стали 35; задняя крышка 2
приваривается к корпусу цилиндра и имеет отверстие 3 для подвода
рабочей жидкости. Передняя крышка 4 удерживается в корпусе
цилиндра разрезным кольцом 5 и пружинным кольцом 6. В крышке
установлено манжетное уплотнение 7 с подкладным кольцом 8, а
также чистильщик 9 и уплотнительное кольцо 10 круглого сечения.
Поверхность крышки, о которую трется шток, покрыта слозм латуни.
На хвостовике штока 11 смонтирован поршень, который закреплен
гайкой 12.
Поршень состоит из корпуса 13, манжетодержателей 14 и 15,
уплотнительных манжет 16 и 17, подкладных колец 18 и уп готнитель-
ных колец 19. Поверхность поршня, трущаяся о цилиндр, наплавля-
ется слоем латуни 20.
На противоположном поршню конце штока имеется проушина
21 с вкладышем 22 и сферической самоустанавливающейся втулкой 23.
При хранении силовых гидроцилиндров на складе отверстия, через
которые поступает рабочая жидкость в полости цилиндра, закрыва-
ются пластмассовыми пробками 24 и 25.
В том случае, когда силовой гидроцилиндр должен крепиться
шарнирно, то к корпусу цилиндра приваривают траверсу 26 с цап-
фами 27, закрываемыми от загрязнения при хранении и транспорти-
ровке пластмассовыми колпачками 28.
В тех случаях, когда необходимо уменьшить габариты силового
гидроцилиндра по длине, но одновременно с этим иметь ход штока
больше, чем длина гидроцилиндра, применяют телескопические си-
ловые гидроцилиндры.
В шахтных машинах применяют силовые телескопичес сие гидро-
цилиндры двойной, а иногда и тройной раздвижки.
На рис. IV.40 показана конструкция силового телескопического
гидроцилиндра двустороннего действия двойной раздвижки.
Рабочая жидкость подводится в поршневые полости через отвер-
стие А в задней крышке 3. Попав в поршневую полость первого порш-
ня 6, рабочая жидкость через открытый клапан 1, установленный в
крышке 4, попадает в поршневую полость второго поршня 5 и выдви-
гает его. После того как второй поршень 5 займет крайнее левое по-
ложение, он сдвинет с места первый поршень 6, который отойдет от
крышки 3. При этом закроется конический клапан 1.
'Давлением рабочей жидкости в поршневой полости пе рвого пор-
шня последний будет перемещаться вправо от ограничителя 7
хода.
При подаче рабочей жидкости в штоковые полости гид роцилинд-
ра происходит втягивание штоков и слив рабочей жидкости из порш-
невых полостей. Сначала происходит втягивание большею поршня,
которое начинается после подачи рабочей жидкости в отверстие Д.
отверстие А при этом соединяется со сливом. После того гак первый
поршень 6 займет крайнее левое положение, штифт клапаааУ упрет-
ся в заднюю крышку 3 клапан откроется и соединит при ;том порш-
невую полость второго поршня 5 со сливом.
96
В штоковую полость второго поршня 5 рабочая жидкость пода-
ется через отверстие-Б и трубку 8. Попавшая в полость Е из трубки 8
рабочая жидкость заполняет полость £ и по отверстию В поступает
в штоковую полость Ж. При заполнении штоковой полости второго
поршня 5 рабочей жидкостью из поршневой полости поступает на
слив через отверстие в открытом клапане 2, поршневую полость пер-
вого поршня 6 и через сверления А на слив.
Задняя крышка 3 крепится к цилиндру 9 при помощи гайки 10,
которая стопорится штифтом 11. Ограничивает перемещение поршня
6 упор, состоящий из двух колец 12, буксы 13 и бронзовой втулки 14.
Упор крепится в цилиндре гайкой 15, которая от самоотвинчи-
вания стопорится штифтом 16.
Рис. IV.41. Силовой гидравлический цилиндр гидравлической стойки механи-
зированной крепи
Штоковые и поршневые полости уплотняют манжетами, которые
предотвращают перетоки рабочей жидкости.
В большинстве случаев телескопические гидроцилиндры шахт-
ных машин имеют специальные конструкции, органически связан-
ные с конструкцией машины или механизма.
Важную роль силовые гидромоторы играют в механизированных
гидрофицированных шахтных крепях.
Конструктивно силовые гидроцилиндры механизированных кре-
пей отличаются от ранее рассмотренных. Силовые гидроцилиндры
механизированных крепей работают в более тяжелых режимах, не-
жели гидроцилиндры, установленные в добычных и погрузочных ма-
шинах.
Гидравлическая стойка механизированной гидрофицированной
крепи IVOMKT показана на рис. IV.41.
Стойка состоит из цилиндра 1, к которому приварена нижняя
крышка 2 со сферической опорой. Шток 3 также имеет сферическую
опору и сквозное отверстие под ось.
На штоке установлен поршень 4 с тремя манжетными уплотне-
ниями 5. Для предотвращения перетекания рабочей жидкости по
7 Заказ 336
97
зазорам в сочленении между штоком и поршнем установлены два ре-
зиновых кольца 6. Поршень на штоке крепится при помощи двух га-
ек 7. Уплотнение штоковой полости стойки осуществляется двумя
манжетными уплотнениями 8, установленными во втулке 9.
Очищает шток от налипшей пыли и грязи чистильщик 10.
Уплотнение зазоров между втулкой 9 и внутренней, поверхностью
гидроцилиндра 7 осуществляется кольцом 14 из маслостойкой рези-
носмеси.
Втулка 9 и чистильщик 10 закрепляются в гидроцилиндре при
помощи гайки 11.
Подача рабочей жидкости в поршневую полость гидростойки
осуществляется через ниппель 12, к которому рабочая жидкость
подводится от гидрозам-
ка 13.
Рис. IV.42. Схема моментного силового
гидроцилиндра
Силовые гидроцилиндры
изготовляются из стальных
бесшовных горячекатаных
труб нормальной точности.
Для ответственных гидроци-
линдров применяют заго-
товки труб из стали ЗОХГС,
а для неответственных сило-
вых гидроцилиндров приме-
няют сталь 35. Внутреннюю
поверхность цилиндров обра-
батывают с высокой точно-
стью.
Рассмотренные выше кон-
струкции силовых гидравли-
ческих цилиндров обеспечивают возвратно-поступательные движе-
ния ведомого звена.
Особое место среди силовых гидроцилиндров занимают так на-
зываемые моментные гидроцилиндры, иногда их называют непол-
ноповоротными гидромоторами-
Схема моментного гидроцилиндра показана на рис. IV.42. Мо-
ментный силовой гидроцилиндр состоит из лопасти 7, установленной
на валу 2, и корпуса 3 с патрубками 4 и 5.
При подаче через патрубок 4 рабочей жидкости под давлением
лопасть поворачивается по ходу часовой стрелки на ограниченный
угол. На валу 2 при этом возникает вращающий момент, который
используется для привода того или иного механизма.
Величина вращающего момента на валу зависит от размеров
лопасти и величины давления рабочей жидкости, а скорость пово-
рота — от количества рабочей жидкости и размеров лопасти.
Подача рабочей жидкости через патрубок 5 приводит к вращению
лопасти в направлении против хода часовой стрелки.
Моментные силовые гидроцилиндры не нашли пока применения
в горных машинах.
Равсмотренные выше конструкции силовых гидравлических ци-
линдров не охватывают всех возможных вариантов. Следует, однако,
подчеркнуть, что другие конструкции мало чем отличаются от рас-
смотренных выше.
В процессе эксплуатации силовых гидроцилиндров происходит
износ!рабочей части поршня и плунжера, облицованных антифрик-
ционными сплавами, латунью или бронзой. В меньшей степени про-
исходит износ цилиндров. С износом поршней, плунжеров и цилин-
дров зазоры между трущимися поверхностями возрастают и могут
достичь таких размеров, когда начинается интенсивный износ ман-
жетных уплотнений. При этом увеличиваются перетоки рабочей жид-
кости из одной полости в другую, а силовой гидроцилиндр (домкрат)
теряет свою грузоподъемность. Особую опасность это вызывает
в гидравлических стойках, которые теряют несущую способность и
могут быть причиной тяжелой аварии.
При эксплуатации силовых гидроцилиндров необходимо следить,
чтобы поверхность цилиндров не подвергалась ударам и на ней не
было вмятин, штоки не имели рисок, царапин и коррозии.
Появление течи через уплотнения штока или плунжера свиде-
тельствует о ненормальной работе силового гидроцилиндра и необ-
ходимости его тщательного осмотра, выявления и устранения причин
утечки.
Даже сравнительно небольшие риски и царапины при работе
силового гидроцилиндра на высоком давлении являются причиной
утечек рабочей жидкости.
§ 6. Характеристики насосов и гидродвигателей
Режим работы любой гидравлической машины изменяется в за-
висимости от внешней нагрузки. Для определения режима работы
гидромашины при конкретных условиях эксплуатации служат ра-
бочие характеристики, которые обычно задаются в виде графиков.
Рабочими характеристиками гидропередачи, состоящей из на-
соса и гидромотора, являются зависимость момента на выходном ва-
лу (валу гидромотора) от числа его оборотов М2 = / (п3), зависи-
мость момента на входном валу (валу насоса) от числа оборотов вы-
ходного вала Mi = / (п2), зависимость мощности на входном
или выходном валах от скорости вращения выходного вала N = / (п2)
и, наконец, зависимость к. п. д. гидропередачи от числа оборотов
выходного вала ц = / (и2).
Все перечисленные характеристики определяются при постоян-
ном числе оборотов первичного вала (приводного двигателя), а в слу-
чае применения насоса регулируемой производительности харак-
теристики строятся при различных рабочих объемах насоса.
На рис. IV.43 в качестве примера показаны рабочие характе-
ристики М2 = f (и2) и ц = / (п2) гидропередачи для четырех рабочих
объемов насоса q2, qs и qv
7*
99
Рассматривая эти характеристики, можно заметить, что при ра-
боте с постоянным рабочим объемом (например, qt) число оборотов
гидромотора и2 изменяется при изменении нагрузки. Чем больше
передаваемый гидропередачей момент М2, тем меньше число оборотов
гидромотора п2. Причем величина потерянной скорости зависит
от наклона характеристики. Уменьшение скорости вращения ве-
домого вала при возрастании нагрузки объясняется повышением
действующего давления в гидросистеме и увеличением утечек рабо-
чей жидкости через уплотнения. В связи с этим не вся жидкость уча-
ствует в полезной работе и скорость вращения гидромотора умень-
шается.
Рис. IV.43. Рабочие характеристики гидропередачи
При изменении нагрузки (момента М2) вследствие изменения объ-
емных и гидромеханических потерь в гидромашинах изменяется и
к. и. д. гидропередачи. Так, например, при работе гидропередачи
на характеристике с моментом Mi полный к. п. д. гидропередачи
составляет т)г (к. п. д. определяется путем построения вертикали
от точки Мг до пересечения с кривой р). При нагрузке М2 к. п. д.
гидропередачи — р2, при М3 — к. п. д. — р3. Следовательно, по
рабочим характеристикам можно определить скорость вращения
и к. п. д. гидропередачи при работе привода с известным крутящим
моментом.
Часто характеристики гидропередачи строят в виде так называ-
емых топографических характеристик (рис. IV.44). На топографи-
ческих характеристиках, кроме кривых изменения момента М2 при
различных рабочих объемах насоса, строятся линии постоянного
к. и. д., по которым очень легко определяется к. п. д. гидропередачи
при любом режиме. Кроме того, на график наносятся кривые по-
стоянной мощности Ni, N2 и 7V3, что также облегчает пользование
характеристиками и делает их более наглядными.
100
При определении внешних характеристик насоса выясняют за-
висимость давления в рабочей полости от подачи насоса р = / (Q),
к. п. д. от подачи ц =/(<?) и гидравлической мощности от подачи
N = / «?)•
Рис. IV.44. Топографические характеристики гидропередачи
Рабочая характеристика насоса показана на рис. IV.45, из ко-
торой ясна зависимость подачи насоса от его нагрузки — рабочего
давления и изменения объемного г]0 и полного т]п
к. п. д. от нагрузки.
Для регулируемых насосов строится серия
таких характеристик при различных рабочих
объемах.
Рабочие характеристики строятся и для
гидромоторов при постоянной подаче в него
рабочей жидкости: = / (и2); г] = / (п2);
N = / (nt) и для гидроцилиндров: Р = / (у);
N = / (у), где Р — усилие на штоке гидроци-
линдра, и — скорость перемещения гидроцй-
линдра.
При экспериментальном определении^ра-
бочих характеристик гидропередачи испыты-
ваемые гидромашины устанавливаются на стенде
и насос соединяется с приводным двигателем,
а гидромотор — с тормозом. Затем включается
приводной двигатель, а^тормозом устанавли-
вается определенная нагрузка на валу гидро- рис. jv.45. Рабочая
мотора. характеристика на-
При установившемся режиме определяются СОСа
момент приводного двигателя Мг и нагрузки
М2, число оборотов ведущего пг и ведомого п2 валов, давление р
и производительность Q в магистралях высокого и низкого давле-
101
ния. По этим данным рассчитываются приводная мощность
TVi = Afj/ij, мощность на выходном валу = J/2rat, полный
к. п. д. гидропередачи пп = , объемный к. п. д. по = ,
Л1 q1n1
а также могут быть вычислены характеристики рабочего режима
отдельно насоса, гидромотора, гидроаппаратуры.
Затем тормозом устанавливается следующая нагрузка и изме-
ряются параметры нового режима работы гидропередачи, вычисля-
ются приведенные выше характеристики режима и т. д. По резуль-
татам измерения режима и вычисленным параметрам строится внеш-
няя характеристика гидропередачи и отдельных ее элементов.
В качестве примера на рис. IV.46 показаны внешние характери-
стики привода, состоящего из насоса регулируемой производитель-
ности ПД2,5 и гидромотора IIM5, построенные для пяти различных
производительностей насоса.
Внешние характеристики гидропередачи являются основным до-
кументом для выбора гидропередачи для конкретных условий экс-
плуатации, служат для определения режима работы гидропривода
при изменяющихся условиях эксплуатации машины, по ним опре-
деляются потери в приводе, его тепловой режим, экономическая
эффективность от применения гидропередачи.
При выборе гидропередачи для конкретных условий эксплуатации
основным показателем служит необходимый момент и число оборо-
тов на валу рабочей машины, необходимость регулирования ско-
102
рости вращения, перегрузочная способность привода, требования
к габаритам и компоновке привода.
По известному моменту М2 и числу оборотов привода по ката-
логам может быть выбран гидромотор или при необходимости
проектирования специального гидромотора определяется рабочий
объем гидромотора q2 при выбранном перепаде давления Ар
_ 2лМ2
ДрПгм ‘
Затем определяется необходимая производительность насоса
По '
По известной производительности и давлению в гидросистеме
по каталогу подбирается насос. При выборе гидропривода необхо-
димо иметь в виду, что наиболее распространенное давление в ги-
дросистеме горных машин 100 кгс/см*. В дальнейшем рабочее дав-
ление будет повышаться, поскольку при этом сокращаются габариты
привода.
После выбора насоса и гидромотора определяются общий к. п. д.
гидропривода и необходимая мощность приводного двигателя, подби-
рается контрольно-регулирующая и предохранительная аппаратура.
Пример. Выбрать гидропередачу для скребкового конвейера.
Момент на валу приводной звездочки конвейера М2 = 1400 кгс-м,
перегрузочная способность не менее 1,6, скорость вращения звез-
дочки 55 об/мин. Необходимо ступенчатое изменение скорости
вращения звездочки с отношением 1 : 1,5 : 3. Размеры привода дол-
жны быть минимальными. Срок службы привода не менее 4000 ч.
В первую очередь необходимо определить тип гидропривода,
удовлетворяющий поставленным условиям. Как указывалось выше,
объемный гидропривод может компоноваться из низкомоментных
высокооборотных гидромоторов или высокомоментных низкообо-
ротных гидромоторов. В первом случае привод должен иметь ре-
дуктор, во втором случае редуктор не требуется и поэтому размеры
привода меньше.
Поэтому останавливаемся на приводе с высокомоментными гидро-
моторами. По каталогу [4] выбираем гидромотор ВГД630 на момент
710 кгс - м при давлении 100 кгс/см2 и скорости вращения 3—70 об/мин,
рабочий объем 4,8 л/об. Для привода конвейера необходимо два
таких гидромотора.
Поскольку максимальная скорость вращения привода 55 об/мин,
производительность, которую необходимо развить гицромоторам,
будет
Kq2n2 2-4,8-55 /
^ = 4“ -ода~=556 л!мин'
где К — количество гидромоторов.
103
По указанной производительности подбираем насосы для привода
[4]. Наиболее целесообразно применить в качестве насоса нерегу-
лируемые гидромашины ПМ-10 и ПМ-20. Теоретическая произво-
дительность первой 204 л!мин, второй — 361 л/мин при скорости
вращения 1440 об!мин, рабочее давление 100 кгс/см2, максимальное
давление 160 кгс!см2 (перегрузочная способность 1,6). При суммар-
ном объемном к. п. д. насосов и гидромоторов 0,92 при работе од-
ного насоса IIM10 скорость вращения гидромоторов
t Q „ 204 0,92 , о й х,
«2 = 11о = “274Г" = 19,6 об1мин-
При работе одного насоса IIM20
= 34,6 <>6/мин-
2 • 4,о
При работе двух насосов
= <2M+Sf1>°-92 -54.1
2 • 4,о
Отношение скоростей вращения 54,1 : 34,6 : 19,6 = 2,76 : 1,76 :
: 1,0.
Необходимая приводная мощность при полном к. п. д. насосов
т]п = 0,92
565-100 .
Долговечность гидромоторов ВГД и насосов ИМ составляет
4—5 тыс. ч.
Таким образом, выбранный гидропривод по своим характеристи-
кам весьма близко удовлетворяет заданным условиям.
ГЛАВА V
КОНТРОЛЬНАЯ И РЕГУЛИРУЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА
§ 1. Предохранительные устройства
Назначение» Наряду с нормальными режимами работы машин и
оборудования в период эксплуатации могут возникнуть такие ре-
жимы, на которые данная машина или оборудование не рассчитаны.
Такие режимы работы называют ненормальными, или аварий-
ными.
Причиной возникновения аварийного режима может быть воз-
росшее сопротивление на ведомом звене гидропередачи, неисправ-
ности с гидромашинами, недосмотр или неправильные действия
обслуживающего персонала.
Эксплуатация машин и оборудования в аварийных режимах
приводит к поломкам деталей или всей машины, нарушению техно-
логического цикла, выходу брака. Отдельные аварии с оборудова-
нием могут иметь тяжелые последствия.
Для предотвращения работы оборудования и машин в аварийных
режимах в их конструкциях устанавливают различные предохра-
нительные устройства.
В качестве предохранительных устройств в механических пере-
дачах используют срезные элементы, фрикционные и гидродинами-
ческие муфты и т. п. В объемных гидравлических передачах в ка-
честве предохранительных устройств используют предохранительные
и редукционные клапаны.
Классификация. Предохранительные устройства по характеру
работы могут быть разбиты на две группы:
предохранительные устройства, работающие эпизодически, т. е.
устройства, срабатывающие только при превышении сверх установ-
ленной величины контролируемого параметра, и предохранительные
устройства, поддерживающие контролируемый параметр в заданном
пределе.
В качестве предохранительных устройств эпизодического дей-
ствия в объемных гидравлических передачах используются пред-
охранительные клапаны, а в качестве устройств, поддерживающих
контролируемый параметр в заданном пределе, используются редук-
ционные клапаны.
105
По принципу действия предохранительные клапаны различают
на клапаны прямого действия и клапаны непрямого действия.
У клапанов прямого действия величина проходного окна для
слива рабочей жидкости изменяется от воздействия только рабочей
жидкости, в то время как у клапанов непрямого действия вели-
чина проходного окна при срабатывании изменяется от дополнитель-
ных вспомогательных устройств.
Предохранительные клапаны по конструкции запорного элемента
можно разделить на шариковые, конусные и золотниковые, а по
регулируемости на регулируемые и нерегулируемые.
Предохранительные клапаны имеют устройства, предотвраща-
ющие колебания шарика, конуса или золотника, но некоторые кла-
паны таких устройств не имеют. В связи с этим предохранительные
клапаны разделяют на клапаны с демпферами (успокоителями)
и клапаны без демпферов.
Предохранительные клапаны подключают к напорным магистра-
лям гидросистем возможно ближе к защищаемой гидромашине.
К предохранительным устройствам предъявляются следующие
основные требования.
Предохранительные устройства всегда должны быть готовы к ра-
боте, с возможно меньшими отклонениями должно происходить
его срабатывание, конструкция его должна обеспечивать возмож-
ность и простоту их замены без демонтажа всей установки.
Кроме указанных требований, к конкретным конструкциям
предохранительных устройств предъявляются и индивидуальные
требования, которые будут изложены при рассмотрении конкретных
конструкций.
Шариковые предохранительные клапаны наиболее просты по
конструкции, в связи с чем они получили большое распространение
как предохранительные в объемных гидравлических передачах.
На шарик с одной стороны действует усилие пружины, прижи-
мающее его к седлу, а с другой стороны — усилие рабочей жидко-
сти гидросистемы, стремящееся приподнять шарик.
Величина усилия пружины, действующего на шарик, зависит
от жесткости пружины и величины ее предварительного сжатия.
Величина усилия рабочей жидкости на шарик зависит от вели-
чины удельного давления и площади, на которую давит рабочая
жидкость.
Величину усилия давления пружины на шарик можно опреде-
лить по формуле
Fav = cl, кгс, (Ю5)
где с — жесткость пружины, кгс!см\
I — величина предварительного сжатия пружины, см.
Усилие, с которым рабочая жидкость давит на шарик предо-
хранительного клапана, может быть определено по формуле
FK = pS, кгс,
(106)
106
где р — давление рабочей жидкости перед клапаном, кгс/см2-,
S — величина площади шарика, на которую давит рабочая
жидкость, см2.
При закрытом предохранительном клапане усилие давления
пружины превышает усилие рабочей жидкости, т. е. существует
неравенство
F "> F
* пр 1 ж-
При открытом предохранительном клапане усилие рабочей жид-
кости превышает усилие пружины, т. е. существует неравенство
F F
При срабатывании предохранительного клапана под действием
динамических усилий потока рабочей жидкости шарик может по-
ворачиваться, в результате чего после закрытия клапана в контакте
с седлом может оказаться не та поверхность шарика, которая
была до его открытия. Такое изменение уплотняющей поверхности
может быть следствием негерметичности клапана.
Для предотвращения возможности поворота шарика под дей-
ствием динамических сил, а также для предотвращения боковых
вибраций шарики предохранительных клапанов делают ориенти-
рованными.
Шариковый предохранительный клапан в качестве запорного
элемента имеет обычный металлический шарик.
Шариковый предохранительный клапан (рис. V.1) состоит из
следующих частей: шарика 1, седла 2, пружины 3, центрирующего
пружину штока 4, регулировочной скобы 5, корпуса 6, пружинного
стопорного кольца 7, уплотнительного круглого резинового кольца 8
и стопорного штифта 9.
Рассмотренный шариковый клапан называют клапан с центри-
рованным шариком. Особенность его состоит в том, что шарик имеет
центрирующий хвостовик 10, который предотвращает вращение ша-
рика при срабатывании клапана.
Достоинством приведенной конструкции шарикового клапана яв-
ляется наличие сменного седла, которое можно легко заменить при
ремонте.
Конструкция шарикового предохранительного клапана с не-
центрированным шариком приведена на рис. V.2.
Конусный предохранительный клапан, конструкция которого
показана на рис. V.3, более совершенный. В этом клапане в каче-
стве запорного элемента используется конус 1, который пружиной 4
прижимается к седлу. Если в шариковом клапане уплотнение про-
исходит по окружности шарика, то в конусном клапане уплотне-
ние происходит по поверхности конуса и седла. Приведенный на
рис. V.3 клапан, кроме того, имеет демпферное (успокоительное)
устройство, состоящее ИЗ камеры 2 и входящего в нее хвостовика 3
конуса.
107
4
Рис. V.l. Предохранительный клапан
с ориентированным шариком
Рис. V.2. Шариковый предохрани-
тельный клапан
Рис. V.4. Золотниковый предохрани-
тельный клапан
Рис. V.3. Конусный предохранитель-
ный клапан
Распространение в системах гидропривода горных машин по-
лучили золотниковые предохранительные клапаны. Схема золотни-
кового предохранительного клапана показана на рис. V.4. Золотник 1
пружиной 2 прижимается вниз, при этом сливное отверстие закрыто
золотником. При повышении давления золотник 1 поднимается вверх,
сжимая пружину 2. После того как сливное отверстие 3 откроется,
рабочая жидкость будет сливаться, давление в трубопроводе сни-
зится и клапан закроется.
Края золотника и сливного отверстия обычно делают острыми
для облегчения разрезания частиц, попавших в предохранительный
клапан с рабочей жидкостью.
Недостатком золотниковых клапанов является значительно мень-
шая их герметичность в сравнении с шариковыми и конусными
предохранительными клапанами.
Золотниковые предохранительные клапаны более долговечны и
надежны в эксплуатации, нежели шариковые и конусные.
При срабатывании предохранительных клапанов их шарики и
конусы колеблются, что является нежелательным, так как при этом
разбиваются седла клапанов, нарушается герметичность соединений
и т. п. Колебания в гидросистемах являются причиной многих ава-
рий с гидрооборудованием. Для предотвращения возникновения
колебаний предохранительных клапанов устанавливают специаль-
ные устройства — успокоители (демпферы).
Золотниковый предохранительный клапан с демпфирующим
устройством показан на рис. V.5.
Рабочая жидкость подается к клапану через отверстие 4, а слив
ее происходит через отверстие 5, когда золотник 2 под давлением
рабочей жидкости поднимется и откроет сливное отверстие.
Усилие пружины 6 передается золотнику 2 через колпачок 8
и шарик 7.
Колпачок и шарик, установленные для передачи усилия пру-
жины строго по оси золотника, компенсируют небольшие перекосы
пружины. Демпфирование колебаний золотника клапана осуществ-
ляется пояском 3 стержня 1. Поясок с малым зазором заходит в глу-
хое отверстие золотника 2. При поднятии золотника 2 вверх объем
камеры, находящейся над пояском, увеличивается, но из-за малых
зазоров между пояском и стенками отверстия рабочая жидкость не
успевает быстро заполнить эту камеру, в результате чего возникают
силы, тормозящее подъем золотника. При закрытии золотника объем
верхней камеры уменьшается и рабочая жидкость через малые за-
зоры выталкивается в полость Р клапана. В этом случае также воз-
никают силы, препятствующие быстрому опусканию золотника.
Таким образом, установка пояска 3 стержня 1 с малыми зазорами
В глухом отверстии золотника 2 обеспечивает возникновение сил,
препятствующих колебаниям золотника при открытии клапана.
В том случае, когда при срабатывании предохранительного
клапана через его отверстие должно сливаться большое количество
рабочей жидкости и при больших давлениях в гидросистеме для
109
уменьшения действующих усилии и размеров пружин, применяют
дифференциальные (сбалансированные) предохранительные клапаны.
В таких предохранительных клапанах часть усилий на клапан
уравновешивается путем подачи рабочей жидкости в две противо-
положные полости.
Схема золотникового дифференциального клапана с демпфи-
рующим устройством приведена на рис. V.6.
Рис. V.5. Предохранительный клапан
с демпфирующим устройством
В корпусе клапана 1 золотни-
ковый клапан 2 поднимается вверх
действием пружины 3- Золотник 2
снабжен хвостовиком, диаметр ко-
торого d, выбран таким, чтобы уси-
лие в пружине 3 было ограничен-
ной величины.
Рабочая жидкость под давлением поступает в полости А к Б.
При закрытом положении клапана выход рабочей жидкости из
полости А закрыт поясками золотника 2. По мере увеличения дав-
ления в полости Б соответственно увеличивается усилие, действу-
ющее на хвостовик золотника, сжимающее пружину 3 и перемещающее
золотник вниз. При достижении заданного предела величины дав-
ления золотник 2, перемещаясь, сообщает полость А со сливным
отверстием.
При перемещениях золотника жидкость из полости Г перели-
вается в полость Д через каналы, выполненные в золотнике.
110
Калиброванное отверстие Е в этом канале играет роль демпфера,
ограничивая и гася возможные колебания золотника.
Регулирование сжатия пружины и настройка тем самым кла-
пана на различные давления срабатывания осуществляется винтом 7.
Предохранительный клапан (рис. V.7) предназначен для регули-
рования рабочего давления в пределах от 3 до 50 кгс/см2 и рас-
считан на наибольший расход до 18 л /мин. Клапан состоит из кор-
пуса 1 (9) и крышки 2, соединенных винтами 3. В вертикальном
Рис. V.7. Редукционный клапан
канале корпуса установлен золотник 4, который пружиной 5 удер-
живается в нижнем положении. Своим верхним концом пружина 5
упирается во втулку 6. Между втулкой 6 и седлом 7 зажат с помощью
пружины 8 шарик. Своим верхним концом пружина 8 входит во
внутренний продольный канал регулирующего винта 10. Винт 10,
имеющий на верхнем конце шлиц под отвертку, ввернут в гнездо кры-
шки 2. При завертывании или вывинчивании винта 10 происходит
сжатие или разжатие пружины 8 и таким образом изменяется сила
прижатия шарика к втулке 6.
В определенном положении винт 10 фиксируется гайкой 11.
Во избежание повреждения резьбы на него навертывается колпа-
чок 12. Трубопроводы присоединяются к отверстиям «Подвод», «От-
111
вод» и «Слив». Все остальные отверстия заглушены пробками 13,
14 и 15. Если давление рабочей жидкости в трубопроводе не превы-
шает того, на которое отрегулирован клапан, то поступая через от-
верстие «Подвод» рабочая жидкость, проходя через отверстие канала
золотника и обтекая его, попадает в отверстие «Отвод». При этом
рабочая жидкость через каналы а и б попадает под золотник и, про-
ходя через калиброванное отверстие (на рисунке не показано) и каналы
золотника и втулки 6, воздействует на шарик, который удержи-
вается пружиной 8 и перекрывает доступ рабочей жидкости в каналы
в, а и в трубопровод «Слив».
При повышении давления свыше установленного предела про-
исходит сжатие пружины 8 и шарик открывает отверстие втулки.
Это влечет за собой понижение давления в по-
лости над золотником и смещение его вверх.
При этом уплотняющий поясок золотника 4
выходит из проточки и кольцевая выточка
соединяет отверстия «Подвод» и «Слив».
Рис. V.8. Обратный шариковый клапан
Рис. V.9. Обратный ко-
нусный клапан
Подпорные клапаны. В отдельных гидросистемах не-
обходимо бывает для предотвращения ударов и толчков, неравно-
мерного движения частей машин и оборудования создать в трубо-
проводах (в основном в сливных) подпор рабочей жидкости. Для под-
пора рабочей жидкости также используются различные клапаны,
устанавливаемые на пути движения рабочей жидкости. В качестве
подпорных могут использоваться любые из рассмотренных типов
клапаны. В подпорных клапанах устанавливают обычные пружины,
но малой жесткости.
В некоторых гидросистемах необходимо обеспечить движение
рабочей жидкости только в одном направлении, но предотвратить
обратное. Для этого устанавливают обратные клапаны или гидра-
влические замки. Эти клапаны с малым сопротивлением должны
пропускать рабочую жидкость при ее движении в одном направ-
лении и ПОЛНОСТЬЮ препятствовать движению рабочей жидкости
в обратном.
Обратные клапаны по конструкции бывают шариковые, пластин-
чатые и конусные.
112
Отличительной особенностью обратных клапанов является на-
личие пружины с небольшими усилиями сжатия для облегчения
открытия клапана. Закрытие обратного клапана обеспечивается
пружиной и потоком рабочей жидкости.
Обратный клапан шарикового типа показан на рис. V.8. Такой
клапан обеспечивает проход рабочей жидкости справа налево; в об-
ратном направлении он препятствует движению рабочей жидкости.
Обратный клапан конусного типа показан на рис. V.9. Клапан
состоит из корпуса 1, пружины 2, конуса 3 и пробки 4. В расточке
корпуса нарезана внутренняя резьба, при помощи которой корпус
Рис. V.10. Предохранительно-разгрузочный клапан
соединяется со штуцером. Корпус имеет наружную присоединитель-
ную резьбу.
Уплотнение соединений клапана производится прокладками из
отожженной меди.
Пробка 4, удерживающая пружину 2 и ограничивающая пере-
мещение клапана 3, ввернута в корпус клапана до упора. Пробка
имеет три отверстия для прохода рабочей жидкости.
В цилиндре собственно клапана имеются три отверстия для про-
хода рабочей жидкости. Герметичность клапана обеспечивается
притиркой конусной поверхности конуса к седлу.
В гидравлических стойках необходимо иметь кроме предохра-
нительного клапана, защищающего гидросистему стойки от воз-
действия чрезмерных усилий, и управляемый разгрузочный клапан.
В некоторых отечественных стойках такие клапаны объединены
в единую конструкцию — так называемый предохранительно-раз-
грузочный клапан (рпс. V.10).
8 Заказ 336
ИЗ
Предохранительный клапан состоит из корпуса клапана 15
в сборе, уплотнения 12, седла 11, шарика 10, упора 9, гильзы 8,
корпуса 7 клапана, пробки 6 и пружины 4. Усилие пружины регу-
лируется при помощи пробки 6, ввернутой в корпус 7. При опускание
породы кровли оказывают давление на выдвижную часть стойки,
в результате чего давление рабочей жидкости в гидросистеме стойки
возрастает.
Рабочая жидкость через отверстие в корпусе 15 давит на шарик
и при определенной величине давления шарик приподнимается, сжи-
мая пружину 4. Часть рабочей жидкости через отверстие 00,8 мм
сливается в корпус выдвижной части.
Дросселирующее отверстие 00,8 мм предназначено для создания
подпора на сливе, что уменьшает величину разброса нагрузки при
срабатывании клапана. Для освобождения стойки от горного дав-
ления при ее перестановках необходимо произвести разгрузку стой-
ки, чтобы ее выдвижная часть опустилась.
Разгрузочная часть клапана состоит из фторопластового кольца
13, прижимающегося вместе с корпусом 15 к торцу отверстия втул-
ки Б пружиной 2, гайки 5, шайбы 3, штифта 1, толкателя 17, уплот-
нительного кольца 16.
Разгрузочный механизм смонтирован в сквозном отверстии
проушины А.
На квадратном конце 22 щечки 23 устанавливаются шайба 18
и эксцентрик 20. Все эти детали вставляются в проушины. С другой
стороны на палец устанавливаются вторая шайба 18 и щечка 24.
Затем вся конструкция стягивается гайкой 21. На нижнем конце
щечки на квадратном пальце 14 гайкой 25 закрепляется рукоятка 19.
В том случае, если потянуть рукоятку 19 на себя, повернутся
щечки 23 и 24, а вместе с ними и эксцентрик 20, который упрется
в конец толкателя 17 и, преодолевая силу давления рабочей жид-
кости, переместит толкатель, а вместе с ним и корпус 15 клапана.
Фторопластовое кольцо 13 отойдет от торца втулки Б, откроет
щель и рабочая жидкость станет перетекать из напорной полости.
Клапаны аналогичной конструкции применяются в отечественных
гидравлических стойках СГС-2 и СГС-3.
Работа предохранительно-разгрузочного клапана показана на
рис. V.11. Стрелками указаны пути движения рабочей жидкости при
работе предохранительного (рис. V.11, а) и разгрузочного клапанов
(рис. V.11, б).
Предохранительные и обратные клапаны в гидравлических си-
стемах шахтных машин и средств крепления являются весьма от-
ветственными деталями, от нормальной работы которых зависит
устойчивая работа гидросистемы.
От поддержания определенной величины давления в гидросистеме
зависит и развиваемое машиной усилие.
Повышение давления сверх установленного может явиться при-
чиной поломки отдельных деталей машины; при величине давления
меньше установленной снижается производительность.
114
Рис. V.ll. Схема движения рабочей жид-
кости при срабатывании:
а — предохранительного клапана; б — разгру-
зочного клапана
В связи с этим к устойчивой работе предохранительных клапанов
предъявляются жесткие требования. Потеря герметичности предо-
хранительным клапаном в гидравлических стойках может явиться
причиной завала лавы. При эксплуатации необходимо следить за
работой предохранительного клапана.
Частые и длительные срабатывания предохранительного клапана
в механизме подачи комбайна свидетельствуют о том, что слишком
высока скорость подачи и ее необходимо снизить.
Необходимо помнить, что предохранительный клапан при сра-
батывании колеблется, и при посадке в седло происходит деформация
металла. При частых срабатываниях разбиваются седло и клапан,
в результате чего нарушается герметичность клапана.
Рис. V.12. Обратный управляемый клапан для гидросистем,
работающих на эмульсии
В подземных условиях нельзя разбирать клапаны, их можно
только заменять запасными.
Нельзя нарушать регулировку предохранительного клапана (за-
тягивать пружину, подкладывать под нее шайбы и т. п.). Всякое на-
рушение регулировки предохранительного клапана приводит к ава-
рии. Ремонт клапанов должен производиться только на специали-
зированном предприятии, оснащенном необходимым оборудованием
и испытательными стендами. Отремонтированный и отрегулирован-
ный клапан пломбируют. Регулирование сжатия пружины предо-
хранительного клапана «на глазок» и установка более жестких пружин
являются грубым нарушением правил эксплуатации.
Ремонт предохранительных, обратных и переливных клапанов
должен поручаться высококвалифицированным рабочим, так как от
качества выполненной работы зависит не только производитель-
ность машин, но и безопасность работ, особенно в подземных ус-
ловиях.
Рассмотренная выше предохранительная аппаратура предна-
значена для работы в гидросистемах, в которых в качестве рабочей
жидкости используются минеральные масла.
116
В последние годы имеется тенденция перевода гидросистем ме-
ханизированных шахтных крепей на эмульсии.
Как показали эксперименты, осуществить перевод гидросистем
крепей на работу с применением водомасляной эмульсии без изме-
нения или замены предохранительной гидроаппаратуры невозможно
из-за малой вязкости и высокой текучести эмульсии. В связи с боль-
шими перетоками и негерметичностью, а также повышенной чув-
ствительностью к загрязнениям существовавшие ранее клапаны
Рис. V.13. Конструкции обратных клапанов для гидросистем,
работающих на эмульсии:
а — шариковый; б — конусный ]
с металлическим седлом и металлическими запорными элементами
(шариком, конусом, золотником) оказались неработоспособными
на эмульсии. Герметичность контакта «металл по металлу» была
недолговечна и не обеспечивала работы гидросистемы на эмульсии.
В предохранительных и предохранительно-разгрузочных кла-
панах гидросистем, работающих на эмульсии, седла делают из раз-
личных пластмасс, что обеспечивает высокую герметичность, мень-
шую чувствительность к загрязнениям рабочей жидкости, четкую
и надежную работу клапанов.
Обратный управляемый клапан, предназначенный для работы
на эмульсии, показан на рис. V.12.
Все рабочие детали этого клапана размещаются в собственном
корпусе. Обратный клапан состоит из шарика 7, пластмассового
седла 2, корпуса 3, гайки 4, обеспечивающей предварительное сжа-
тие пружины 5, уплотнительных резиновых колец 6 и 7, поршня-тол-
117
кателя 8, отводимого в левое крайнее положение сильной пружиной
10, крышки 9 с отверстиями 12 для подвода рабочей жидкости к пор-
шню-толкателю 8, уплотнительного резинового кольца 11.
Конструкции неуправляемых шарикового и конусного клапанов,
предназначенных для работы на эмульсии, показаны на рис. V.13.
Шариковый обратный клапан (рис. V.13, а) состоит из корпуса 1,
пластмассового седла 2, плунжера-толкателя 3, пружины 4, гайки 5,
шарика 6 и уплотнительных резиновых колец 7 и 8.
В конусном обратном клапане (рис. V.13, б) прижатие конуса 1
к пластмассовому седлу 2 осуществляется пружиной 3, а предва-
рительное сжатие пружины производится гайкой 4, ввинчиваемой
в корпус 5.
§ 2. Распределительные и регулирующие устройства
Рабочую жидкость, подаваемую насосом или насосной станцией,
необходимо подвести к гидромотору, силовому гидроцилиндру и т. п.
в той или иной последовательности. Одновременно от этих механизмов
необходимо отвести рабочую жидкость. Это осуществляют с помощью
распределителей (кранов, золотников, клапанов).
Распределители бывают прямого действия и непрямого. У первых
управляющее воздействие прилагается непосредственно к распреде-
лителю (крану или золотнику) без вспомогательных устройств,
а у вторых — через дополнительные устройства (сервомеханизмы).
По числу фиксированных положений (крана, золотника) распре-
делители могут быть двух-, трех и многопозиционными.
Распределители имеют не только высокую точность расположения
поверхностей, но и высокую износостойкость. Для уменьшения
трения сопряженные с распределителями детали часто изготовляют
из бронзы, а сами распределители — из износостойких сталей.
Краны — это устройства, в которых распределение рабочей
жидкости осуществляется путем поворота пробки. Крановые рас-
пределители применяют обычно при давлениях не свыше 100 кгс/сл12.
Для уменьшения сил трения краны с цилиндрическими пробками
часто монтируют на игольчатых подшипниках.
С помощью крана изменяют направление подачи рабочей жид-
кости к гидродвигателю, в результате чего происходит реверсиро-
вание ротора гидромотора или поршня силового гидроцилиндра
или их гидравлическое стопорение.
Уплотнение сопрягаемых поверхностей пробки и корпуса кра-
нового распределителя обычно осуществляется за счет малых за-
зоров между корпусом и пробкой.
Недостатками пробковых крановых распределителей являются
трудности в уравновешивании сил давления рабочей жидкости на
пробку, а также осуществлении многопозиционных конструкций.
В качестве примера применения крановых распределителей в гид-
росистемах горных машин и комплексов может служить кран с ци-
линдрической пробкой, показанный на рис. V.14. Этот кран приме-
118
няется в гидросистеме насосной станции, обеспечивающей питание
механизированных гидрофицированных крепей рабочей жидкостью —
маслом индустриальным 30. Кран используется для соединения под-
питочного насоса Ш100 с помощью всасывающей трубы с резерву-
аром, в котором доставляют масло к насосной станции или с резер-
вуаром насосной станции при нормальной работе.
В корпусе 3 крана установлена цилиндрическая пробка 2, хво-
стовик которой имеет четырехгранную форму для ключа, с помощью
которого производят установку пробки крана в одно из двух фикси-
рованных положений.
Фиксация положения осуществляется шариковым фиксатором,
а ограничения угла поворота пробки крана — ограничительным
Рис. V.14. Крановый распределитель
штифтом 4. Положение пробки крана и какие при этом имеют место
соединения указываются стрелкой на хвостовике крана и таблич-
кой 10, укрепленной на корпусе крана.
Герметизация внутренней полости крана осуществляется рези-
новыми уплотнительными кольцами 1 и 14, при этом резиновое
кольцо 1 уплотняет зазоры между хвостовиком крана и корпусом,
а кольцо 14 — зазоры между корпусом 3 крана и промежуточным
фланцем 5, с помощью которого кран крепится к насосу Ш100.
Промежуточный фланец вворачивается во всасывающее отверстие
шестеренного насоса, а корпус крана крепится к промежуточному
фланцу болтами 13 и гайками 12.
Уплотнение соединения промежуточного фланца и корпуса насоса
производится медными прокладками 7.
При установке пробки крана в положение «Всасывание из мас-
лобака» всасывающее отверстие насоса соединяется со штуцером 11,
к которому подсоединена труба, идущая в бак. Это положение крана
используется при работе насосной станции. Штуцер 9 при этом за-
глушен пробкой 8. В случае, если необходимо перекачать масло из
тары в бак насосной станции, то кран ставится в положение «Вса-
сывание из тары». При этом пробка 8 снимается, к штуцеру 9 подсо-
119
единяется специальный всасывающий рукав, конец которого спу-
скается в тару со свежим маслом.
Золотниковые распределители — это устройства, применяемые
для распределения потоков в рабочей жидкости между потреби-
телями.
В большинстве случаев золотники перемещаются перпендику-
лярно потоку рабочей жидкости. Управление золотниками произво-
дится вручную, гидравли-
ческим или электричес-
кими способами.
Работу простого золот-
никового распределителя
рассмотрим на схеме, при-
веденной на рис. V.15.
На рис. V.15, а пока-
зано, что канал 1 заперт
пояском золотника 3 и ра-
бочая жидкость, находя-
щаяся в канале, не может
перетекать в канал 2.
Рис. V.15. Схема работы золотникового рас-
пределителя
Переместив золотник 3 влево в положение, показанное на
рис. V.15, б, мы открываем канал 7, в результате чего рабочая жид-
кость может перетекать из канала 1 в канал 2.
На схеме показан золотник с двумя поясками и каналами, но на
практике бывает несколько поясков и каналов.
Рис. V.16. Конструк-
тивные схемы золот-
ников
Золотники могут иметь осевые каналы, используемые при опре-
деленных положениях золотника.
Показанный на рис. V.15 золотник имеет два фиксированных по-
ложения, но на практике бывают три и более. Как производится
фиксация золотников в необходимом положении, будет изложено
ниже.
Золотники устанавливают в гильзах (втулках), имеющих окна
для подвода и отвода рабочей жидкости.
Цилиндрические золотники в зависимости от размеров уплотня-
ющего пояска и размеров подводящего канала различают на:
золотники с положительным перекрытием. Это золотники, у ко-
торых ширина А уплотняющего пояска больше диаметра d подводя-
щего канала (рис. V.16, а);
120
золотники с нулевым перекрытием. У этого типа золотников
ширина Д уплотняющего пояска равна диаметру d подводящего ка-
нала (рис. V.16, б);
золотники с отрицательным перекрытием. Эти золотники харак-
терны тем, что ширина Л уплотняющего пояска меньше диаметра d
подводящего канала (рис. V.16, в).
В горных машинах и комплексах применяют преимущественно
золотники с положительным перекрытием. Золотник с положитель-
ным перекрытием имеет расходную характеристику 1, показанную
на рис. V.17.
Расходная характеристика — это зависимость количества про-
ходящей через золотник рабочей жидкости при постоянном давлении
от величины смещения золотника 0
Q - / (*)•
При смещении золотника вправо
или влево от среднего положения
у золотников с положительным пе-
рекрытием не сразу рабочая жид-
кость поступает к исполнительному
механизму, а лишь после смещения
золотника на величину ОА влево
или ОА1 вправо.
Величину ОА (или зону нечувст-
вительности) можно определить по Рвс- V.17. Расходные характе-
Лопммле ристики золотников
, мм,
где Д — ширина уплотняющего пояска золотника, мм;
d — диаметр подводящего канала, мм.
Расходная характеристика золотника с нулевым перекрытием
показана кривой 2 (см. рис. V.17). В этих золотниках зоны нечув-
ствительности нет. Изготовлять и монтировать такие золотники
весьма трудно.
Расходная характеристика золотника с отрицательным пере-
крытием показана кривой 3. У таких золотников при нейтральном
положении по обе стороны уплотняющего пояска имеется начальный
зазор 40—60 мк.
Вследствие наличия начального зазора расход Q рабочей жид-
кости при нейтральном положении уплотняющего пояска характе-
ризуется величиной а.
Золотники с отрицательным перекрытием применяют в тех гид-
росистемах, в которых утечки и жесткость системы не являются
важными.
Достоинством золотниковых распределителей является возмож-
ность установки золотника во многих фиксированных положениях
(многопозиционность). Кроме того, они допускают большие расходы
и давления рабочей жидкости.
121
Общий вид золотника с рычагом управления показан на рис.
V.18.
Поясками 7, 2, 3 и 4 золотника производится уплотнение поло-
стей, образованных кольцевыми выточками 9 и внутренней поверх-
Рпс. V.18. Золотвик с рычагом управления
Рис. V.19. Золотниковый распределитель
ностью гильзы золотника. Фланцем 5 золотник в сборе крепится
к золотниковой коробке. Фланец уплотнен шнуром 6 из маслостой-
кой резиносмеси, уложенным в кольцевой канавке фланца. Крепится
фланец болтами через отверстия 8. Перемещают золотник с
помощью рукоятки 7, в вилку которой входит хвостовик
золотника.
122
Золотниковый трехпозпционнып распределитель показан на
рис. V.19. Золотник 7, установленный в гильзе 2, перемещается
в осевом направлении при помощи рукоятки управления 3. Пере-
мещение золотника производится зубчатым колесом (на рис. V.19
его не видно), сидящим жестко на оси рукоятки. Зубчатое колесо
входит в зацепление с зубьями 12, имеющимися на хвостовике зо-
лотника.
Рабочую жидкость подводят к распределителю через патрубок 4,
а отводят через три патрубка 11 и 14. Распределение рабочей жид-
кости осуществляется перекрытием или соединением радиальных
Рис. V.20. Схема фиксации зо-
лотника
отверстий 5,6,7 м8 или осевых 9.
Фиксация золотника в одном из трех
положений осуществляется специаль-
ным пружинным устройством и тремя
углублениями 10, имеющимися иа
хвостовике золотника.
Рис. V.21. Конструкция для установки
золотника в нейтральное положение
Для предотвращения утечек рабочей жидкости сопрягаемые
поверхности патрубков 4 и 11 и корпуса распределителя уплотнены
кольцами из маслостойкой резиносмеси, устанавливаемыми в канав-
ках 13 хвостовиков патрубков.
Приведенный на рис. V.19 трехпозиционный золотниковый рас-
пределитель используется в механизированных гидрофицированных
крепях.
Золотниковые распределители бывают с фиксацией необходимого
рабочего положения золотника и с золотником, возвращающимся
в нейтральное положение при снятии с них усилий перемещения.
Фиксация золотника осуществляется различными способами.
Одна из распространенных конструкций для фиксации золотника
в рабочих положениях показана на рис. V.20.
На хвостовике золотника 1 делается несколько кольцевых ка-
навок (по числу фиксированных положений — (а, б, в и т. д.). В кор-
пус 5 золотникового распределителя ввинчивают колпачок 2 с ус-
тановленными в нем пружиной 3 и шариком 4. Для предотвращения
утечек рабочей жидкости в зазор между колпачком 2 и гильзой 5
123
устанавливают уплотнительное кольцо 6 из паронита или отожжен-
ной меди.
При перемещении золотника шарик выходит из кольцевой ка-
навки, сжимает пружину и при подходе другой кольцевой канавки
под действием пружины западает в нее, фиксируя золотник в другом
рабочем положении.
В некоторых гидросистемах применяют золотники, устанавли-
вающиеся автоматически в нейтральное положение при снятии с них
управляющего усилия.
Установка золотника в нейтральное положение часто осуществ-
ляется устройством, конструкция которого приведена на рис. V.21.
На хвостовике золотника 1 между двумя тарельчатыми шай-
бами 2 и 3 устанавливают пружину 4. Тарельчатые шайбы в сборе
с пружиной закрепляют на хвостовике гайкой 5.
При смещении золотника вправо в результате приложения к нему
внешнего усилия гайка 5, перемещаясь вместе с золотником, пере-
мещает вправо тарельчатую шайбу 2, в результате чего пружина сжи-
мается, так как тарельчатая шайба 3 упирается в буртик корпуса 6
распределителя.
Как только внешнее усилие будет снято, золотник под действием
пружины возвратится в такое положение, при котором тарельчатая
шайба 2 также упрется в буртик корпуса распределителя.
При смещении золотника влево сжимать пружину будет та-
рельчатая шайба 3, а шайба 2 будет работать как упор.
Возвращение золотника в нейтральное положение произойдет
при снятии внешнего усилия с золотника.
На рис. V.22 показана конструкция трехпозиционного унифи-
цированного секционного гидрораспределителя золотникового типа,
состоящего из корпуса 1 золотника, втулки 3 золотника 2 с тремя
кольцевыми канавками для фиксации золотника.
Сквозное отверстие в корпусе гидрораспределителя с одной сто-
роны закрыто крышкой 4, закрепленной болтами. Уплотнение при-
валочных поверхностей между корпусом и крышкой осуществляется
кольцом 5 из маслостойкой резиносмеси.
Ручка 6 перестановки золотника установлена в кронштейне 7
и может поворачиваться на оси S. При повороте рукоятки ее шаровой
хвостовик 9, в ходящий в вертикальную расточку хвостовика зо-
лотника, перемещает золотник.
Золотник может занимать три фиксированных положения I,
II и III.
Фиксация золотника осуществляется шариком 10, поджимаемым
к кольцевым канавкам втулки 3. Усилие прижатия шарика можно
регулировать сжатием пружины 11, посредством пробки 12.
Для предотвращения попадания пыли и грязи в гидрораспре-
делитель на ручку управления и заплечики кронштейна надевают
гофрированный чехол 13 из маслостойкой резины.
Секционные гидрораспределители можно собирать в блоки по
нескольку штук. Собранные гидрораспределителп скрепляют стяж-
124
ными болтами, для установки которых в корпусах гидрораспреде-
лителей имеются по четыре сквозных отверстия 14.
В качестве распределителей в гидросистемах, работающих на
эмульсии, в настоящее время применяют плоские золотники.
Распределители с плоскими золотниками имеют меньшие зазоры
сопрягаемых рабочих поверхностей и при эксплуатации имеется
тенденция их уменьшения в результате притирки при относительном
Рис. V.22. Унифицированный трехпозиционный золотниковый
гпдрораспределитель
перемещении. Примером распределителя с плоским золотником может
служить, применяющийся в гидросистемах шахтных механизиро-
ванных крепей распределитель «Эра» (рис. V.23). Этот распредели-
тель состоит из корпуса 1, плоского золотника 2, крышки, повтор-
ного корпуса 5, центральной 4 и трех периферийных 3 распредели-
тельных втулок, упорного шарикового подшипника и рукоятки
управления 7.
Прижатие центральной 4 и периферийных 3 втулок к плоскому
золотнику осуществляется пружинами 8, а при подаче рабочей жид-
кости в распределитель, кроме пружин, действуют неуравновешенные
силы давления жидкости.
Плоский золотник 2 опирается на защитную крышку. Уплотнение
между плоским золотником и крышкой осуществляется круглым
резиновым кольцом.
125
Подводится рабочая жидкость к центральной распределительной
втулке через отверстие 9, а от нее — к одной периферийной втулке
и далее к каналам распределителя.
Распределитель с плоскоповоротным золотником показан на
рис. V.24.
Золотник 1 установлен в корпусе 2 на шариковом упорном под-
шипнике 16. В центральной расточке золотника установлена распре-
делительная втулка 3, прижимаемая к седлу 4 пружиной S.
Уплотнение зазоров между центральной расточной и распреде-
лительной втулкой 3 осуществляется резиновым кольцом.
126
Седло 4 имеет центральное отверстие 6, по которому рабочая
жидкость из расточки корпуса 7 поступает по распределительной
втулке 3 в расточку корпуса 2, а из последней по соединительному
каналу — к периферийным распре-
делительным отверстиям в седле 4.
Поворот золотника осуществля-
ется рукояткой 8, скоба которой
соединяется с хвостовиком золот-
ника винтом 10.
В хвостовике поворотного зо-
лотника имеется диаметральное
сквозное отверстие, в котором уло-
жены два шарика 11, распираемых
пружиной 12. В корпусе 2 име-
ются диаметрально расположен-
ные отверстия немного меньшего
диаметра, нежели диаметр ша-
риков.
При повороте золотника 1 ша-
рики сжимают пружину и утапли-
ваются в сквозном отверстии золот-
ника. После того как они окажутся
против других отверстий, ша-
рики усилием пружины западают
в них, фиксируя золотник в новом
положении.
Корпус 2 с установленным в
нем золотником 1 и седлом 4 монти-
руется во фланце 13, а последний
крепится к корпусу 7 болтами 14.
Ограничение угла поворота
Схема распределителя
золотника осуществляется цилин-
дрическим штифтом 15.
Для предотвращения перето-
ков рабочей жидкости в зазоры
между деталями распределителя
установлены круглые кольца из
маслостойкой резиносмеси.
Попадание пыли и грязи в
радиальные отверстия корпуса 2
и нарушение в результате этого
работы фиксатора предотвраща-
ется резиновым кольцом 9.
Дроссельные устройства в гидросистемах горных машин применя-
ются для ограничения поступления рабочей жидкости к тому или ино-
му агрегату и тем самым регулируют скорость его движения. Прин-
ципиально дроссель представляет собой постоянное или регулируемое
сопротивление, установленное в соответствующей гидромагистрали.
От напорной
магистрали
К сливной
магистрали
Рис. V.24. Гидравлический распре-
делитель с плоскоповоротным золот-
ником
127
Дросселирование — рассеивание (превращение в тепло) энергии
потока рабочей жидкости при прохождении ее через сопротивление.
Принципиальные схемы дросселей могут выполняться с исполь-
зованием потерь напора по длине, местных потерь напора или тех
и других вместе.
Рис. V.25. Принципиальные
схемы дросселей
Дроссельное устройство, работающее по принципу потерь на-
пора по длине (рис. V.25, а), состоит из пробки 1, установленной
в гильзе 2. На цилиндрической поверхности пробки нарезана вин-
товая канавка, по которой рабочая
жидкость из полости А перетекает в
полость Б.
Перемещением пробки • изменяют
рабочую длину дроссельного канала,
в результате чего происходит измене-
ние потерь давления. Чем длиннее
путь, проходимый рабочей жидкостью
по канавке (чем длиннее канавка), тем
больше потеря давления и наоборот —
короткая канавка оказывает малое со-
противление движению жидкости.
Недостатком дросселей, работающих
по указанному принципу, является за-
висимость величины потерь давления
от вязкости рабочей жидкости.
Дроссель, действующий по прин-
ципу использования местных потерь
давления, показан на рис. V.25, б. Он
состоит из диафрагмы 3 с иглой 4.
Перемещением иглы изменяют величину
проходного отверстия в диафрагме, в
результате чего меняется величина
сопротивления и соответственно коли-
чество протекающей через дроссель рабочей жидкости.
В пробке 1 имеется отверстие 5 в виде клина. При перемещении
пробки вправо (рис. V.25, <?) величина проходного отверстия умень-
шается, одновременно с этим изменяется и длина дроссельного от-
верстия. В результате происходит одновременное изменение потерь
давления по длине и местных потерь давления.
Потеря давления в регулируемом дросселе, схема которого по-
казана на рис. V.25, может быть определена по формуле
* г v2
(Ю7)
где v — средняя скорость течения рабочей жидкости в щели;
£ — коэффициент сопротивления, который является функцией
числа Рейнольдса и определяется экспериментальным пу-
тем.
128
Средние скорости течения рабочих жидкостей при прикпдочных
расчетах могут приниматься (м/сек):
в каналах клапанов управления ..................... ....... До б
в предохранительных и переливных клапанах..................До 30
Сечения S каналов можно определить по формуле
Q = SV>K, (108)
где Q — расход по каналу;
S — сечение канала;
— допустимая средняя скорость течения жидкости.
Для каналов круглого сечения
с яд!2
6 ~ Т'
Учитывая расход, получим
d=l,13l^—.
Скорость течения жидкости в дросселе может быть в 10 раз
больше, чем скорость в трубопроводе, а поэтому величину проход-
ного сечения дросселя выбирают равной [6]
/др Of 1/jpt
гДе /др ~ проходное сечение дросселя;
/тр — проходное сечение трубопровода.
Для минеральных масел, применяемых в гидросистемах, про-
ходное сечение дросселя может быть также определено по формуле
__ Сдр
АР~ 1080 Г Ар ’
где <2дР — расход рабочей жидкости через дроссель;
Ар — перепад давления в дросселе.
С изменением нагрузки на исполнительном органе, как известно,
давление в напорной магистрали гидросистемы изменяется, вместе
с этим меняется и расход рабочей жидкости, проходящей через дрос-
сель.
Чтобы исключить влияние нагрузки исполнительного органа на
расход рабочей жидкости через дроссель, применяют дроссельные
регуляторы с постоянным перепадом давления. Использование таких
дроссельных регуляторов позволяет иметь равномерное вращение
вала гидромотора или равномерную скорость движения штоков
силовых гидроцилиндров независимо от величины нагрузки на валу
гидромотора или штока гидроцилиндра.
Существует много различных дросселей с регуляторами.
9 Заказ 336
129
Дроссель с регулятором, обеспечивающим поддержание посто-
янной разности давлений на входе и выходе независимо от изменения
давления в гидросистеме, показан на рис. V.26.
В корпусе 1 во взаимно-перпендикулярно расположенных рас-
точках смонтированы дроссель 2 и золотник 3.
Рабочая жидкость поступает в отверстие 4 и далее через кольце-
вую проточку 5 во втулке 6 золотникового клапана, отверстие 7
и щель 8 во втулке 9 — к дросселю.
Жидкость проходит через винтовую канавку 10 на поверхности
дросселя 2, отверстие 11 во втулке п по отверстию 12 поступает
в сливную магистраль. Из проточки 5 через демпферный канал 13
Рис. V.26. Дроссель с регулятором
жидкость попадает в камеры 14 и 15 золотникового клапана и стре-
мится сдвинуть золотник 3 вправо, сжимая пружину 16. При этом
золотник своим торцом закрывает проход жидкости из отверстия 5
в отверстие 7.
Золотник 3 обеспечивает постоянную разность давлений на входе
в золотник и выходе из него, независимо от изменения давления
в гидросистеме.
В случае необходимости замера давления измерительный прибор
подключают к дросселю, для чего имеется отверстие 17. В обычном
положении это отверстие закрыто заглушкой.
На выводном хвостовике дросселя насажен лимб 18 с делениями
от 0 до 50.
При установке лимба на отметку 0 и вне шкалы дроссель пол-
ностью закрыт. Пределы шкалы от 0 до 50 соответствуют увеличению
проходного отверстия.
Редукционный клапан с регулятором Г57-12 предназначен для
регулирования давления в гидросистеме.
130
Клапан редукционный Г57-12 (рис. V.27) состоит из корпуса 1,
золотника 2, пружин 15 п 21, шарикового клапана 18 и крышки 17.
Рабочая жидкость подводится в полость 5 клапана и отводится
через полость 6. Золотник 2 нагружен слабой пружиной 21, стремя-
щейся сдвинуть его вниз.
В отверстие золотника 2 ввернут демпфер 3, через который ка-
мера 9 постоянно сообщается с камерой 23, а камера 23 сообщается
с камерой 6 через отверстие 4.
Камера 8 сообщается с каме-
рой 6 через демпфер 7. Через
отверстие седла 19 подводится
рабочая жидкость из камеры 9
в камеру, закрытую шариком 18,
прижимаемым к седлу 20 пру-
жиной 15.
Усилие сжатия пружины
можно регулировать винтом 12.
Пока давление жидкости, дей-
ствующее на шарик, не превы-
шает величины усилия, на ко-
торое отрегулирована пружина
15, шарик 18 прижат к седлу
20. При этом золотник 2 нахо-
дится в нижнем положении под
действием пружины 21, так как
сила давления на золотник 2
со стороны полости 9 уравнове-
шивается силами давления со
стороны полостей 8 и 23.
В нижнем положении золот-
ника полости 5 и 6 соединены,
поэтому рабочая жидкость из
системы свободно проходит че-
рез редукционный клапан, и
давление в полости 6 такое же,
Рис. V.27. Редукционный клапан с ре-
гулятором
как и в полости подвода.
Когда давление в системе превышает настройку пружины 15,
шариковый клапан 18 поднимается и рабочая жидкость из полости
23 начинает протекать через отверстия демпфера 3 в полость 9,
откуда через шариковый клапан 18 и отверстие 11 попадает на слив.
Отверстие демпфера 3 представляет собой сопротивление, в ко-
тором происходит падение давления при движении жидкости, по-
этому давление в камере 9 будет ниже, чем давление в камерах 23
и 8 на величину потери давления в отверстии демпфера 3. Падение
давления при протекании жидкости через отверстия демпфера со-
здает усилие, поднимающее золотник 2 вверх. Золотник 2 подни-
мается кверху, дросселируя проход рабочей жидкости из полости 5
в полость 6, вследствие чего произойдет повышение давления в по-
9*
131
лости 5 в сравнении с давлением в полости 6. Когда давление в ка-
мерах 8 и 23 уравновесит давление в камере 9 и усилие пружины 21,
давление в полости 6 будет автоматически поддерживаться постоян-
ным. Если давление в полости 6 почему-либо начинает падать, рав-
новесие сил, действующих на клапан 2, нарушается, так как умень-
шаются силы давлений на золотник со стороны камер 8 и 23, сооб-
щающихся с полостью 6. Пружина 21 отжимает золотник 2 вниз,
увеличивая сечение щели между корпусом и кромкой золотника,
что увеличивает приток жидкости в полость 6, а следовательно,
и давление в ней до тех пор, пока равновесие опять не установится.
При работе редукционного клапана из дренажного отверстия
11 непрерывно течет жидкость в резервуар в количестве, не пре-
вышающем 0,8 л!мин. Давление после редукционного клапана
практически не зависит от изменения расхода рабочей жидкости,
проходящей через редукционный клапан, от повышения давления
в главной линии сверх давления настройки редукционного клапана
и от температуры рабочей жидкости.
Давление в гидросистеме регулируют поворотом винта 12. Для
устранения наружной течи через демпфер 3 установлены колпачок
14. гайка 16 и медные прокладки 13.
Уплотнение стыка крышки 17 и корпуса 1 осуществляется ре-
зиновым кольцом с натягом по диаметру выступа крышки, а по
разъему установлена прокладка из бумаги.
Отверстие 22 в корпусе 1 является сливным из-под шарикового
клапана при использовании клапана в качестве предохранительного.
При этом крышка 17 поворачивается до совпадения отверстий 10
и 22.
Клапаны имеют резьбовое присоединение, при этом одно при-
соединительное отверстие для подвода рабочей жидкости, два —
для отвода и одно — сливное.
При монтаже отводящей трубы необходимо следить за тем,
чтобы отверстие 4 не перекрывалось штуцерами.
При вращении регулировочного винта 12 по часовой стрелке
давление после клапана (редуцированное давление) повышается,
а при вращении против часовой стрелки падает.
Во избежание наружных утечек необходимо следить за тем, чтобы
после регулирования давления уплотняющие прокладки 13 были
достаточно подтянуты гайкой 16 и колпачком 14.
Колебания давления и шум при работе клапана чаще всего вы-
зываются эмульсированием рабочей жидкости воздухом. Загряз-
ненность рабочей жидкости также приводит к колебаниям давления,
так как грязь может забить демпфер 3 или попасть между седлом 19
п шариком 18, что приводит к нарушению нормальной работы кла-
пана. Колебания давления могут быть связаны с износом шарика 18.
Изношенные шарики следует заменить новыми.
Низкое давление или отсутствие давления в системе за редук-
ционным клапаном при наличии давления перед редукционным
клапаном может быть вызвано засорением демпфера 3 или негер-
132
метичностью шарикового клапана (попаданием между седлом 19
и шариком 18 грязи). Для прочистки демпфера 3 необходимо от-
вернуть пробку 24 и иглой 01 мм прочистить демпфер. Для удаления
грязи, находящейся между седлом и шариком, вначале рекомен-
дуется максимально отвернуть регулирующий винт 12, что дает воз-
можность потоку рабочей жидкости смыть грязь. Если клапан после
указанных операций не редуцирует давление в системе, его следует
разобрать. Для этого необходимо отвернуть регулирующий винт 12,
вынуть пружину 15 и шарик 18, отвернуть винты, крепящие крышку
17, вынуть золотник 2, прочистить отверстие демпфера 3, осмотреть
корпус и, если возможно, промыть каналы рабочей жидкостью, вклю-
чив кратковременно насос. Сборку клапана ведут в последователь-
ности, обратной разборке.
Периодическое повышение давления в системе за редукционным
клапаном до давления, развиваемого насосом, может быть вызвано
засорением демпфера 7. Для прочистки демпфера 7 необходимо снять
крышку 17 и прочистить демпфер иглой 01 мм.
Для нормальной работы гидросистемы необходимо следить за
уровнем рабочей жидкости в резервуаре и своевременно сигнали-
зировать о снижении уровня. Большую опасность для насосов объем-
ного действия представляет работа их «всухую», т. е. без рабочей
жидкости или при недопустимо низком уровне ее в резервуаре. Рабо-
чая жидкость, кроме всего прочего, смазывает трущиеся детали
насосов и отводит тепло от нагретых частей.
Отсутствие смазки и отвода образующегося тепла, как правило,
является причиной тяжелых аварий с гидрооборудованием.
Причиной снижения уровня рабочей жидкости в резервуаре
гидросистемы и вообще «осушения» резервуара может быть порыв
гибких резиновых напорных шлангов или неплотности в соедине-
нии трубопроводов, находящихся под избыточным давлением, а
также наличие трещин в металлических трубах. Особую опас-
ность это представляет для механизированных гидрофицированных
крепей.
Порыв напорного или сливного трубопроводов приводит к па-
дению давления в нем. В этом случае автомат разгрузки насосной
станции, стремясь восстановить давление в трубопроводе, подклю-
чает к напорному трубопроводу оба работающих насоса. Уровень
рабочей жидкости в резервуаре насосной станции быстро снижается,
так как через порыв рабочая жидкость сливается на почву выработки
и не возвращается в резервуар насосной станции.
Для предотвращения работы насосов при недопустимо низком
уровне рабочей жидкости в резервуаре насосной станции в ней
устанавливают реле контроля уровня рабочей жидкости.
Реле контроля уровня рабочей жидкости в резервуаре гидро-
системы, приведенное на рис. V.28, состоит из корпуса 5 (7), в котором
установлена перегородка с проходными шпильками 4. Сверху кор-
пус реле закрыт крышкой 3, к которой приварен кабельный
ввод 19. Уплотнение вводимого кабеля осуществляется резиновым
133
кольцом 20, а между верхней крышкой и корпусом 5 — резиновым
кольцом 21.
Снизу корпус реле закрыт крышкой 8, к которой приварен па-
трубок с установленным в его сквозной расточке штоком 11. На верх-
нем конце штока на скобе 6 установлен микровыключатель, за-
крепляемый болтом и гайкой 7.
На нижнем конце штока 11 на резьбе установлена гайка 9, на
которую опирается пружина 10. Пружина распирается между гай-
кой 9 и плоскостью расточки патрубка, стремясь опустить шток
134
и прижать микровыключатель к планке 2. В этом положении
контакт микровыключателя замкнут.
Если на шток 11 окажет воздействие болт 13 и шток, сжав пру-
жину 10, поднимется вверх, микровыключатель отойдет от планки 2
Рис. V.29. Реле контроля давления
и разомкнет свой контакт.
Болт 13 установлен в отвер-
стии гибкой диафрагмы 12. По-
следняя при воздействии на
болт 13 упора 15 прогибается,
обеспечивая нажатие болта 13
на шток 11.
Упор 15 может поворачи-
ваться на оси 14. Болтом 17
упор 15 соединен с рычагом-
вилкой 16, на оси которой
укреплен поплавок 18.
Поплавок плавает на поверх-
ности рабочей жидкости и при
снижении ее уровня опускается,
поворачивая рычаг-вилку отно-
сительно оси 14, а упор 15 воз-
действует на болт 13, который
перемещает вверх шток 11.
Рис. V.30. Схема гидравлического
замка
При нормальном уровне рабочей жидкости в резервуаре по-
плавок поворачивает рычаг-вилку относителвно оси 14 вверх и упор
перестает давить на болт 13. Микровыключатель в этом положении
замкнут.
135
В упоре 15 имеется фигурный паз 22, с помощью которого
и болта 17 можно настраивать реле на срабатывание при различном
уровне рабочей жидкости в резервуаре.
О нормальном режиме работы гидросистемы можно судить также
по величине давления в ее различных полостях. Эту функцию обычно
выполняют реле контроля давления, подключаемые к полостям,
в которых необходим контроль давления.
По своей конструкции реле давления бывают различны, как и
их принцип работы, но все они реагируют на изменение величины
давления.
Приведенное на рис. V.29 реле давления мембранного типа по
конструкции отличается от реле уровня только конструкцией чув-
ствительности элемента.
К фланцу патрубка 5 бол тами 6 прикрепляется фланец шту-
цера 1. Между фланцем штуцера и фланцем патрубка зажимается
мембрана 3, на которую опирается шайба 8. На шайбу опирается
через гайку 2 шток 9 с укрепленным на его противоположном конце
микропереключателем.
Пружина 4, упираясь с одной стороны в донышко патрубка 5,
а с другой — в гайку 2, обеспечивает прижатие всей системы —
шток, переключатель, гайка — к шайбе 8 и мембране 3.
С помощью штуцера 1 к полости 7 подводится рабочая жидкость
из полости, в которой контролируется давление. При повышении
давления в полости 7 мембрана 3 прогибается и через шайбу 8 воз-
действует на шток 9, поднимая его вверх. Микровыключатель
разрывает свой контакт, что свидетельствует о повышении давления
в контролируемой полости. Настройку реле на то или иное давление
срабатывания производят гайкой 2, сжимая пли ослабляя пружину 4.
Реле рассмотренной конструкции применяют для отключения
электродвигателей насосной станции гидросистем механизированных
гидрофицированных крепей при падении давления в напорной или
сливной магистралях в результате порыва трубопровода или подачи
сигнала о засорении фильтров насосной станции.
Гидравлические замки. Для запирания полостей гидромоторов,
силовых гидроцилиндров и т л., стопорения их в определенном
положении в гидросистемах устанавливают устройства, которые
называют гидравлическими замками.
Принцип работы гидрозамка рассмотрим по схеме, приведенной
на рис. V.30.
Гидрозамок состоит из двух обратных клапанов 1 и 2 и дву-
стороннего поршенька 3. Все детали гидрозамка находятся в кор-
пусе 4, имеющем четыре штуцера, два из которых 5 и 6 служат для
подсоединения трубопроводов от запираемых полостей гидроагрега-
тов. К штуцерам 7 и 8 подсоединяют трубопроводы от аппаратуры
управления (крана или золотника). Когда к штуцеру 7 будет подана
рабочая жидкость от напорного трубопровода, клапан 2 будет открыт
давлением жидкости, она будет поступать в штоковую полость сило-
вого гидроцилиндра 9, и шток начнет втягиваться. Одновременно
136
с этим поршенек 3 давлением рабочей жидкости переместится вправо
и своим выступом откроет клапан 1, в результате чего поршневая
полость силового гпдроцилиндра 9 будет соединена через штуцер’#
со сливом.
Клапаны 1 и 2 будут открыты до тех пор, пока через штуцер 7
будет поступать рабочая жидкость. Как только прекратится подача
рабочей жидкости, клапан 2 под действием пружины 10 закроется
и запрет штоковую полость силового гпдроцилиндра 9.
После прекращения подачи рабочей жидкости через штуцер 7
пружина 11 закроет клапан 1 и переместит вместе с клапаном пор-
шенек 3, в результате чего будет заперта и поршневая полость си-
лового гидроцилиндра.
В том случае, когда рабочая жидкость поступит в гидрозамок
через штуцер 8, поршенек 3 переместится влево. Клапан 1 будет
открыт давлением рабочей жидкости, которая будет поступать в
поршневую полость силового гпдроцилиндра 9. Клапан 2 будет
открыт выступом поршенька 3, а штоковая полость при этом будет
соединена со сливной магистралью.
После прекращения подачи рабочей жидкости оба клапана закры-
ваются и надежно запирают обе полости силового гидро цилиндра.
ГЛАВА VI
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ГИДРОПРИВОДА
§ 1. Уплотнения
Уплотнения предназначаются для исключения утечек рабочей
жидкости в неподвижных соединениях и через зазоры между пере-
мещающимися деталями.
При значительных утечках из рабочих полостей гидромашип
затруднено получение высокого давления в полости, увеличиваются
потери энергии и расход рабочей жидкости, падает к. и. д. гидро-
передачи. Поэтому герметизация является одной из наиболее важных
задач при создании гидромашин.
К уплотнениям предъявляются следующие требования: непро-
ницаемость, небольшие потери на трение при перемещении, изно-
состойкость уплотнения и уплотняемых поверхностей, надежность
и долговечность, простота конструкции, небольшая стоимость.
Выбор типа уплотнения зависит от применяемой рабочей
жидкости, величины давления, скорости и характера перемещения
уплотняемых поверхностей, температуры.
Следует заметить, что основные рабочие элементы объемных гид-
ромашин — поршень и цилиндр, а также распределитель обычно
не имеют специальных уплотнительных устройств и герметизация
рабочих полостей осуществляется щелевыми уплотнениями. В этом
случае между уплотняемыми поверхностями оставляется гаранти-
рованный зазор порядка нескольких микрон при диаметре рабочей
поверхности 10—20 мм и нескольких десятков микрон — при диа-
метре 50—200 мм. Специальные резиновые, фторопластовые или
другие уплотнения для рабочих элементов гидромашин обычно не
применяются, поскольку срок их службы в среднем составляет
2—3 млн. циклов. При работе высокооборотной гидравлической ма-
шины указанное число циклов поршневая группа совершает в не-
сколько десятков часов п поэтому долговечность мягких уплотнений
совершенно недостаточна для надежной работы гидромашины. ПО-
ЭТОМУ мягкие уплотнения, несмотря па высокие герметизирующие
свойства, применяются только для тихоходных машин с небольшим
количеством рабочих циклов за весь срок службы, например в гид-
роцилиндрах.
138
Герметизация неподвижных соединений в горном машинострое-
нии выполняется обычно при помощи круглых уплотнительных колец
из маслостойкой резины. Основные типы таких уплотнений показаны
на рис. VI. 1.
В угольном машиностроении разработаны нормали на кольца
резиновые круглого сечения для уплотнения гидравлических уст-
ройств и на размеры канавок под уплотнения для различных типов
Рис. VI.1. Основные типы уплотнительных неподвижных со-
единении
соединений. Герметизация таких соединений достигается предва-
рительной деформацией резинового кольца за счет соответствующего
выбора размеров канавки под кольцо. При давлении жидкости на
уплотнительное кольцо контактное напряжение между кольцом
и уплотняемыми деталями увеличивается и герметизация их не
нарушается. Уплотнения круглого сечения при неподвижных стыках
в горном машиностроении применяются до давления 600—700 кгс1см?.
Для уплотнения стыков корпусов, фланцев, крышек применяются
прокладки из маслостойкой резины, паронит или уплотнение рези-
новым шнуром, уложенным в специальную канавку и приклеенным
клеем № 88 ТУ МХП 1542—49 (см. рис. VI.1).
Круглые кольца применяются и для подвижных соединений при
поступательном движении сопрягаемых деталей (рис. VI.2). В этом
139
случае сопрягаемые детали выполняются по посадке Л3/Х3, а со сто-
роны, противоположной давлению рабочей жидкости, устанавливается
жесткое, например, фторопластовое кольцо 2 для исключения выжи-
мания резинового кольца 1 в зазор между сопрягаемыми деталями
и нарушения его целостности.
Рис. VI.2. Уплотне-
ние поступательно
перемещающейся де-
тали резиновым коль-
цом круглого сечения
Для уплотнения поршней и штоков гидроцилиндров, работающих
на высоких давлениях, широко применяется U-образное уплотнение.
Обычные U-образные уплотнения по ГОСТ 6969—54 работают до дав-
лений порядка 300 кгс!см2 при малых скоростях перемещаю-
Рис. VI.3. Уплотнение типа МГУ
для пар поступательного движе-
ния
Рис. VI.4. Манжетное уплотнение для
вращательного движения
щпхся деталей. Однако эти уплотнения имеют значительные размеры,
а поскольку их уплотняющие кромки недостаточно жесткие, они
имеют малую долговечность. Поэтому в угольной промышленности
были разработаны новые уплотнения для поступательно переме-
щающихся деталей типа МГУ. Отличительной особенностью этих
уплотнений 2 (рис. VI.3) являются малые размеры, повышенный
начальный натяг уплотнения и увеличенная толщина уплотняющих
кромок. Все это позволило существенно повысить их долговечность
140
и исключить утечки рабочей жидкости между поршнем 3 и цилиндром 1
при давлениях 300—600 кгс!см2 (чем меньше скорость относительного
движения поршня, тем больше допустимое давление).
Значительные трудности представляет герметизация сопрягаемых
поверхностей при вращательном их движении. При небольшом
избыточном давлении порядка 0,5—1 кгс'см2 (например, для герме-
тизации выходных валов с целью исключения утечки жидкости пз
внутренних полостей гидромашины) в угольном машиностроении
широко применяются уплотнения типа УМА (рис. VI.4).
Уплотнение 2 устанавливается в корпусе (крышке) 1 гидромашины
и кольцевой спиральной пружиной 3 его уплотняющая кромка при-
жимается к втулке 6, вращающейся вместе с валом 7. Втулка 6
обычно каленая с полированной поверхностью устанавливается для
уменьшения износа поверхности под уплотнением и повышения
ремонтоспособности соединения.
При контакте уплотнения с запыленной атмосферой шахты и
при других тяжелых условиях работы узла за уплотнением типа УМА
устанавливается грязезащитное уплотнение 5 типа УМП, которое
исключает проникновение пыли из внешней среды к УМА. Уплотне-
ние типа УМП прижимается к наружной поверхности втулки 6
кольцевой спиральной пружиной 4.
§ 2. Фильтры
В большинстве объемных гидромашин уплотнение поршней в ци-
линдрах и распределительных устройствах осуществляется с помо-
щью щелевого уплотнения, при котором между сопрягаемыми дета-
лями имеется малый зазор. Попадание твердых частиц в зазоры
приводит к задиру рабочих поверхностей, заклиниванию перемещаю-
щихся деталей и выводу из работы гидромашины. Поэтому на
очистку рабочей жидкости от механических частиц следует обращать
серьезное внимание, так как срок службы гидромашин в значитель-
ной степени зависит от чистоты рабочей жидкости.
Посторонние примеси в масло попадают в результате недоста-
точной очистки и промывки гидромашины при изготовлении, плохой
очистки гидромашины во время обкатки, применения в качестве
рабочей жидкости загрязненного масла, коксования масла при дли-
тельном воздействии высоких температур, попадания в масло про-
дуктов износа из гидромашины. Поэтому и в процессе изготовления,
и обкатки, и при эксплуатации гидромашин необходимо тщательно
фильтровать рабочую жидкость, удаляя из нее посторонние примеси.
Фильтрующая способность применяемых в системе фильтров
должна выбираться из условия оседания в них частиц, размер
которых равен половине зазора между поршнем и цилиндром,
Применяемых в системе насосов и гидромоторов. В гидроприводах
наиболее распространены фильтры сетчатые, проволочные, пластин-
чато-щелевые, ленточно-щелевые — их относят к фильтрам грубой
очистки и фильтры тонкой очистки — картонные, бумажные, фет-
141
ровые, металло- и минералокерамические, из никелевой сетки
саржевого плетения и др.
Проволочные фильтры представляют собой трубу с большим ко-
личеством радиальных отверстии или пазов, на наружной поверх-
ности которой навивается калиброванная проволока круглого или
трапециевидного сечения. Зазор между проволокой обеспечивает
Рис. VI.5. Блок сетчатых фильтров
унифицированной насосной станции
гидропривода механизированной
крепи
необходимую фильтрующую щель.
Такие фильтры задерживают ча-
стицы размером до 0,07 мм.
Сетчатые фильтры обычно вы-
полняются с несколькими фильт-
рующими сетками. Размер ячеек
этих сеток уменьшается по движе-
нию потока жидкости. Поскольку
фильтр является сопротивлением
и величина этого сопротивления
возрастает по мере улучшения его
фильтрующих способностей, рабо-
чую площадь фильтра выполняют
как можно большей. Для этого
сетчатые патроны выполняют с го-
фрированной поверхностью.
В качестве примера на рис. VI.5
показан сетчатый фильтр, уста-
новленный на напорной магист-
рали подпиточного насоса унифи-
цированной насосной станции кре-
пи. В блоке установлены три парал-
лельно работающих фильтра, наб-
ранных из стандартных тарельча-
тых шайб 1. В блоке предусмот-
рен также переливной клапан 2,
предназначенный для отключения
фильтров при засорении и повы-
шения их сопротивления протека-
нию жидкости.
Подробней о фильтрующих
установках можно познако-
миться в технической литера-
туре [4].
§ 3. Гидромагистрали
Трубопроводы служат для передачи рабочей жидкости от на-
сосов к гидродвигателям и управляющим устройствам. В практике
в качестве трубопроводов применяют металлические трубы, если нет
взаимного перемещения агрегатов, которые они соединяют, или
гибкие шланги, если такие перемещения имеют место. К трубопро-
142
водам предъявляются требования обеспечения прочности и герме-
тичности. Размеры трубопроводов выбираются исходя из допустимых
потерь давления при течении в них жидкости, согласно рекоменда-
циям главы III.
Расчет стальных труб на
прочность производится по
формуле
СТДоп = , (ИО)
где ри — испытательное дав-
ление, кгс/см2-,
d — внутренний диаметр
трубопровода, см-,
s — толщина трубы, см-,
Одоп — допустимое напря-
жение, кгс/см2-,
^доп 0,35 <гВр,
<гвр — предел прочности
материала трубы,
кгс/см2.
В гидроприводах в основ-
ном применяются трубы
электросварные для давлений
р = 60 кгс/см2, трубы
стальные бесшовные
(ГОСТ 8734—58**) для дав-
лений р = 100-^-200 кгс/см2.
Материал газовых электро-
сварных труб — сталь Ст.З
по ГОСТ 380—60, для бес-
шовных труб — сталь 20 по
ГОСТ 1050-60.
Присоединение трубопро-
водов между собой и к кор-
Рис. VI.6. Различные типы соединений
трубопроводов
пусам гидромоторов и аппа-
ратуры при давлении рабочей
жидкости до 200 кгс/см2
может
производиться при помощи штуцеров
с резиновыми уплотнительными кольцами или медными проклад-
ками. Большое применение получили соединения с шаровыми
штуцерами. Различные типы соединений показаны на рис. VI.6.
Перед установкой металлического трубопровода в гидросистему
необходимо протравить и тщательно промыть его внутреннюю по-
лость для удаления окалины, ржавчины, грязи. Без тщательного
выполнения этих операций возможно попадание посторонних при-
месей в гидромашины и выход их из строя в первые же часы работы.
В различных отраслях промышленности в гидроприводах при-
меняются гибкие шланги на рабочее давление до 300 кгс/см2
143
(ГОСТ 6286—60*). Долговечность шланга в значительной степени
зависит от способа его закрепления и отсутствия резких изгибов.
Надежную и простую заделку гибких рукавов предложил Гип1-
роуглемаш. На рис.
VI.7 показана заделка рукава 020 мм
(ГОСТ 6286—60*). Заделка разборная и
при ее установке не требуется примене-
ния станков или специальных при-
способлений. У рукава I, который по
ГОСТ 6286—60* может иметь длину от
400 до 2200 мм, перед сборкой концы
подрезаются и внутри смазываются смаз-
кой 1—13 ГОСТ 1631—61. Затем рукав
с надетой муфтой 2 зажимается в тиски
и в него ввертывается до упора ниппель 3
с надетыми на него гайкой 4 и кольцом 5-
Поскольку ниппель имеет конусный конец,
рукав надежно зажимается между ниппе-
лем и муфтой и не требует дополнитель-
ного обжима. После ввертывания ниппеля
устанавливается уплотнительное резино-
вое кольцо 7 и в канавку муфты заво-
дятся и обжимаются крайние витки ограж-
дения 6. Заделка рукава испытывается
давлением 300 кгс!см* маслом индустри-
альным 20 ГОСТ 1707—51 в течение
5 мин. После испытания рукав проду-
вается сжатым воздухом и защищается
заглушками 8.
Описанная выше заделка проста по
конструкции и надежно работает при всех
давлениях, которые выдерживают рукава
согласно ГОСТ 6286—60*. Рукава описан-
ного выше типа изготовляются диаметром
до 38 мм.
Основными недостатками резиновых
шлангов являются их невысокая долго<-
вечность и сравнительно высокая стои-
мость. Долговечность шлангов по
ГОСТ 6286—60* составляет 6—8 месяцев
их нормальной работы. При больших ко-
лебаниях давления этот срок резко умень-
шается.
В последнее время широко применяются гибкие металлические
рукава с металлической гофрированной бесшовной внутренней труб-
кой, заключенной в проволочную оплетку. Отечественная промыш-
ленность выпускает металлические рукава диаметром от 6 до 200 мм.
Гибкие рукава типа РГС условным диаметром от 6 до 50 мм выпу-
скаются на рабочее давление от 100 до 400 кгс/см2 (в зависимости
144
от диаметра), а разрушающее давление при этом — от 300 до
1200 кгс/ем*. Гибкие металлические рукава имеют меньший радиус
изгиба, чем резинотканевые, и хорошо работают при отрицательных
температурах.
§ 4. Резервуары для жидкостей
Гидропривод объемного действия, построенный по любой схеме,
снабжается резервуаром (баком) для рабочей жидкости. Бак служит
для размещения резервного количества жидкости, из которого по-
полняются утечки из гидросистемы, компенсируется разница в рас-
ходах рабочей жидкости при работе гидроцилиндров, охлаждается
рабочая жидкость, отстаивается и удаляется воздух, фильтруется
рабочая жидкость. Объем бака выбирается равным 2—3-минутной
производительности насоса при гидроприводе, работающем по разом-
кнутой циркуляции, и не менее 0,5-минутной производительности
при замкнутой циркуляции. Всегда необходимо иметь в виду, что
Рис. VI.8. Резер-
вуар для рабочей
жидкости
чем больше резерв рабочей жидкости, тем спокойнее работает гид-
ропривод в связи с хорошим естественным охлаждением, отстаи-
ванием жидкости, удалением из жидкости пузырька газов. В горном
гидроприводе бак кроме прямого назначения часто служит для ус-
тановки на нем основного насоса с приводным двигателем, подпи-
точной установки, вспомогательного и контрольно-регулирующего
и предохранительного оборудования. Поэтому конструкция бака
должна быть достаточно жесткой, чтобы не деформироваться от на-
грузки от дополнительного оборудования и внешних воздействий.
Бак для гидропривода забойных машин должен легко перемещаться
вслед за продвижением забоя и поэтому он устанавливается на раме
вагонетки или на специальных салазках. Для надежной работы гид-
росистемы ее бак (рис. VI.8) должен быть выполнен с соблюдением
некоторых условий, основные из которых излагаются ниже. Внутрен-
няя полость бака 1 тщательно очищается и окрашивается маслостой-
кой краской. Доступ к внутренней полости бака должен быть про-
10 Зажаз 336 145
стым. Внутренняя полость должна быть тщательно герметизирована
крышкой 7 с прокладкой для предохранения от загрязнения масла.
Бак снабжается горловиной с заливным фильтром 4. Для выравни-
вания давления внутри бака при колебании уровня жидкости пре-
дусматриваются сапуны (воздушники) 3. Сливной трубопровод 6
обязательно располагается ниже уровня жидкости. Всасывающий
трубопровод 2 с фильтром 10 располагается на 5—10 см выше дна и
не менее чем на 2—3 диаметра ниже уровня жидкости в баке.
Полезно разделять сливной и всасывающий трубопровод перегород-
ками 9 на 2/3 высоты уровня жидкости с тем, чтобы жидкость лучше
отстаивалась. Для контроля за количеством жидкости в баке пре-
дусматриваются реле уровня 5 или указатели уровня. Часто в баке
располагается теплообменник 8 для поддержания постоянной тем-
пературы рабочей жидкости порядка 50—60° С.
ГЛАВА VII
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. Дроссельное регулирование объемных гидравлических передач
Существует несколько способов регулирования объемных гид-
равлических передач. Каждый из этих способов имеет свои достоин-
ства и недостатки и свою область рационального применения.
В промышленности распространение получили в основном два
способа регулирования — объемный и дроссельный.
Наиболее простым и дешевым является дроссельный способ ре-
гулирования. Он получил наибольшее распространение в объемных
гидравлических передачах малой мощности. Считают, что этот способ
регулирования целесообразно применять при мощности гидравли-
ческой передачи до 5 кет-
В более мощных гидравлических передачах этот способ приводит
к большим непроизводительным потерям энергии и необходимости
дополнительных устройств для отвода образующегося при дроссели-
ровании тепла.
При дроссельном способе регулирования применяют дешевые
нерегулируемые насосы и гидродвигатели. Стоимость нерегулиру-
емых насоса и гидродвигателя значительно ниже, чем регулируемого
насоса и нерегулируемого гидродвигателя.
Дроссель — это сопротивление, которое устанавливают в гид-
росистеме. Дроссельные устройства применяются для регулирования
скорости движения поршня (или скорости вращения ротора гидро-
мотора). Дроссель оказывает дополнительное сопротивление дви-
жению рабочей жидкости, в результате чего в силовой гидроцилиндр
(или гидромотор) в единицу времени поступает меньшее количество
рабочей жидкости, а отсюда уменьшается скорость движения.
Дроссель может быть установлен в напорной магистрали
(рис. VII.1, а), в сливной магистрали (рис. VII.1, б) или параллельно
силовому гидроцилиндру (рис. VII.1, в).
Установка дросселя в сливной линии имр^т н^рюрыб ПрбИМУ"
щества по сравнению с тем случаем, когда он установлен в напорной
магистрали. Преимущества эти состоят в повышении жесткости
гидравлической передачи, а также в большей устойчивости от воз-
10*
147
никновения автоколебаний благодаря улучшению условий демпфи-
рования (сглаживания) колебаний, возникающих в гидросистеме.
При первом способе включения дросселя недостаток состоит
в том, что когда в гидроцилиндр (гидромотор) поступает небольшое
количество рабочей жидкости, соизмеримое с утечками, то движе-
ние поршня происходит
Рис. V1I.1. Схемы вклю-
чения дросселей
неравномерно. Этого недостатка лишен
второй способ, при котором дроссель
включается на сливной магистрали.
При дросселировании происходит вы-
деление тепла, которое нагревает рабочую
жидкость. Если дросселирование проис-
ходит на сливе, то условия охлаждения
значительно улучшаются в результате
слива нагретой рабочей жидкости в резер-
вуаре с холодной рабочей жидкостью.
При включении дросселя параллельно
силовому гидроцилиндру (гидромотору) в
зависимости от степени его открытия часть
рабочей жидкости сливается в резервуар.
В случае параллельного включения
дросселя при определенных условиях
можно получить тормозной режим (при
перекрытых сливном и напорном трубо-
проводах). В этом режиме рабочая жид-
кость под действием поршня будет пере-
текать через дроссель из поршневой
полости в штоковую, или наоборот (в
зависимости от направления усилия на
поршень).
Учитывая (16), скорость поршня сило-
вого гидроцилиндра при дроссельном спо-
собе регулирования может быть определена
Q *2 др
~s
Un п
При регулируемом дросселе его проходное сечение будет изме-
няться от нуля до максимальной величины, определенной конструк-
цией дросселя.
В том случае, когда проходное сечение дросселя будет равно
нулю, то через дроссель рабочая жидкость проходить не будет и
расход жидкости будет равен нулю. При максимальной величине
проходного сечения дросселя через него будет проходить максималь-
ное количество рабочей жидкости.
Таким образом, расход рабочей жидкости через дроссель может
быть определен в зависимости от величины проходного сечения
щели. Учитывая это и принимая во внимание (109) получим
Qap = fwa V\p. (112)
148
Подставляя в формулу (112) различные значения /др, получим
расходную характеристику дросселя.
Подставляя (112) в (111), можно определить скорость движения
поршня
/лоа VЛ.р
V = . (113)
п
Перепад давления Ар в дросселе, без учета потерь в трубопро-
воде определяется как разность между давлением в напорной линии
Рис. VII.2. Механическая характери-
стика объемной гидравлической пере-
дачи с дросселем, включенным после-
довательно
Рис. VII.3. Механическая характе-
ристика объемной гидравлической
передачи с дросселем, включенным
параллельно
и давлением, идущим на преодоление нагрузки на штоке силового
гидроцилиндра, т. е.
Ар = рн~риаг. (114)
Механическая характеристика объемной гидравлической пере-
дачи с дросселем, включенным последовательно, будет представ-
ляться кривыми, показанными на рис. VII.2.
Каждая кривая будет соответствовать определенному значе-
нию /др.
Механическая характеристика объемной гидравлической пере-
дачи с дросселем, включенным параллельно, приведена на рис. VII.3.
§ 2. Объемное регулирование гидравлических передач
Регулирование объемной гидравлической передачи путем при-
менения регулируемых гидромашин (насоса или гидродвигателя)
производится в том случае, когда мощность гидравлической пере-
дачи более 5 кет.
Наибольшее распространение получил способ с использованием
регулируемого насоса и нерегулируемого гидродвигателя. Насос
объемной гидравлической передачи при этом способе применяют
149
такой конструкции, которая позволяет при постоянной скорости
вращения вала осуществлять плавное регулирование (увеличение
или уменьшение) подачи рабочей жидкости.
При увеличении количества рабочей жидкости, подаваемой на-
сосом в напорный трубопровод, увеличивается скорость вращения
гидромотора, а при уменьшении, наоборот, становится меньшей.
Таким образом, скорость вращения гидромотора изменяется так
же, как и подача насосом рабочей жидкости. Этот способ регули-
рования более экономичен по затратам энергии, чем дроссельный,
но стоимость объемной гидравлической передачи с регулируемым
насосом значительно выше. Регулирование объемной гидравлической
передачи применением регулируемого гидромотора пока не распро-
странено в горной промышленности.
Однако исследования и конструкторские разработки гидравли-
ческих передач с регулируемым гидромотором показывают, что этот
вид регулирования имеет определенную перспективу применения.
Расход рабочей жидкости через гидромотор при давлении р
можно с точностью, пригодной для практических расчетов, опреде-
лить по формуле
<2г = <?н.^н[1-Т^Г-т(ан+щ)], (115)
где @н.т — максимальная производительность насоса;
UH — параметр регулирования насоса;
р — давление в гидросистеме;
а„ — коэффициент утечек насоса;
аг - - коэффициент утечек гидромотора.
Для лопастных и радиально-поршневых насосов параметром
регулирования UH условно принято называть отношение текущей
величины эксцентриситета е к максимальной величине эксцентри-
ситета.
На основании этого для лопастных и радиально-поршневых на-
сосов
Таким образом, параметр регулирования может изменяться
от 0 до 1.
При параметре регулирования, равном нулю, насос не подает
в гидросистему рабочей жидкости, а при параметре регулирования,
равном 1, насос подает в гидросистему максимальное количество
рабочей жидкости, на которое он рассчитан.
Для аксиально-поршневых насосов параметром регулирования
условно принято называть отношение текущего угла отклонения
(блока цилиндров или ведущего диска) к максимальному углу,
т. е. U --= —— (см. рис. IV.28).
Утах
150
Коэффициентом утечек ан и аг насоса и гидромотора называют
количество утечек, приходящихся на единицу давления в гидро-
системе, т. е.
аг
&Qr
р
(116)
Между моментом, развиваемым гидродвигателем, и давлением
в гидросистеме существует зависимость М = Кыр, откуда
(И7)
Заменив в (115) давление через
его значения из (117), получим
<2г — Qh.jUh [1 KMUHQ„ т(ан + «г)]-
(118)
Скорость вращения ротора гид-
ромотора можно получить разделив
обе части уравнения на qrM —- рабо-
чий объем. Окончательно скорость
вращения ротора гидромотора в за-
висимости от момента на его валу
можно определить по формуле
Рис. VII.4. Механическая харак-
теристика объемной гидравличес-
кой передачи с объемным регу-
лированием
М
Км '
«™ =
Qh.tU И Г |
Згм L
(119)
Уравнение (119) является уравнением механической характе-
ристики гидравлической передачи с объемным регулированием.
При выводе этого уравнения не учитывались такие факторы,
как гидравлические потери в гидромашинах и в соединительных
трубопроводах, нагрев рабочей жидкости. Этим уравнением можно
пользоваться для практических расчетов.
График механической характеристики гидравлической передачи
с объемным регулированием приведен на рис. VII.4.
§ 3. Следящий гидропривод
Гидрофицированные горные машины благодаря высоким регули-
ровочным свойствам гидропривода легко поддаются автоматизации.
Однако автоматическое управление требует дополнительных гидрав-
151
лических устройств, позволяющих небольшую мощность управля-
ющего сигнала или датчика усилить до размеров, необходимых для
управления распределителями рабочей жидкости или регулирования
гидромашины. Поэтому в системах управления широко применяется
следящий привод.
Следящий гидропривод представляет собой усилитель, в котором
исполнительный механизм воспроизводит движение задающего уст-
ройства, обеспечивая при этом требуемое усиление выходной мощ-
ности за счет подвода внешней энергии. Такие гидроусилители
совершенно необходимы в системах гидроавтоматики, однако часто
применяются и при ручном управлении для снижения усилия на ор-
гане управления и облегчения труда машиниста.
По сравнению с электрическими гидравлические следящие
системы имеют малую инерционность подвижных частей и поэтому
быстрота их срабатывания примерно в десять раз выше, чем электри-
ческих систем. Вес и размеры гидравлических следящих систем
в 5—6 раз меньше, чем электрических устройств той же мощности.
Кроме того, гидравлические системы имеют плавное, равномерное
перемещение, бесступенчатое регулирование, высокий коэффициент
усиления, надежное демпфирование колебаний системы, простое
предохранение от перегрузок, долговечность системы. Достоинства
систем гидроавтоматики определяют перспективы применения ее эле-
ментов для различных горных машин.
Следящий гидропривод обычно различается по типу основного
распределительного узла, используемого в схеме, и по этому
признаку разделяется на золотниковый, со струйной трубкой и с
соплом-заслонкой, а также комбинированные системы следящего
привода.
Кроме того, имеются замкнутые и разомкнутые следящие системы.
Наиболее распространенные замкнутые следящие системы характе-
ризуются наличием обратной связи между входным и выходным
элементами системы. В этих системах определенному положению
входного элемента соответствует одно совершенно определенное
положение выходного элемента (исполнительного органа).
В разомкнутых системах обратная связь между входным и выход-
ным элементами отсутствует.
Основным элементом следящей системы является гидроусилитель,
позволяющий усилить входной сигнал до уровня, необходимого
для силового воздействия на орган управления рабочей машины.
Гидроусилители широко применяются также в системах регулиро-
вания. Поэтому при описании гидроусилителей будут приведены све-
дения о применении гидроусилителей в системах автоматического
регулирования.
На рис. VII.5 изображен следящий гидропривод с золотниковым
распределителем и жесткой обратной связью. Задающий профиль 4
воздействует на ролик 5, который через рычаг 6 связан с золотнико-
вым распределителем 7. В торцовые полости золотника 7 от насосной
установки через шланг 1 непрерывно подается рабочая жидкость,.
152
Рис. VII.5. Следящий гидропровод золотни-
кового типа
а средняя полость золотника через шланг 2 соединена с баком.
Золотник шлангами 9 и 11 соединен с подпоршневой и штоковой
полостями исполнительного гидроцилиндра S, связанного с корпу-
сом машины 14. Поршень 10 через шток 12 воздействует на траверсу
13 с закрепленным на ней исполнительным органом 16.
В положении, показанном на рис. VII.5, каналы в корпусе 3
золотника перекрыты и жидкость через шланги 9 и 11 в гидро-
цилиндр не поступает и система находится в равновесии. При пере-
движении рабочей машины ролик 5 перемещается задающим профи-
лем 4 и через рычаг 6 передвигает золотник 7. Пусть, например,
золотник переместится вправо на величину х. В этом случае трубо-
провод 9 гидроцилиндра соединяется с напорной магистралью насоса
7, а трубопровод 11 — со сливной магистралью 2 (баком). Рабочая
жидкость поступает в поршневую полость гидроцилиндра и поршень
10 через шток 12 перемещает траверсу 13 с исполнительным органом
16. При перемещении тра-
версы 13 последняя через
рычаг обратной связи 15
передвигает корпус 3 зо-
лотника. Таким образом,
при перемещении поршня
10 вправо одновременно с
поршнем через траверсу и
обратную связь движется
корпус 3 золотника и по-
степенно перекрывает ка-
налы, которые шлангами 9
и 11 связаны с рабочими
полостями гидроцилиндра
8. При перемещении точ-
ки А траверсы в положе-
ние Аг, если расстояние
АА± = х, каналы в корпу-
се золотника окажутся пе-
рекрытыми и поршень гид-
роцилиндра остановится.
При перемещении золотника влево рабочая жидкость от насоса
по шлангу 11 поступает в штоковую полость гидроцилиндра и при
перемещении поршня влево жидкость по шлангу 9 из поршневой
полости попадает в бак. По мере перемещения поршня влево траверса
13 через рычаг обратной связи 15 перемещает корпус 3 золотника
также влево и постепенно перекрывает каналы в корпусе золотника.
Когда точка А траверсы переместится на такое же расстояние влево,
которое прошел ролик 5, каналы в корпусе золотника окажутся
перекрытыми и прршеыь остановится. Таким образом, небольшое
усилие, необходимое для перемещения золотника, преобразуется
с помощью гидроцилиндра в значительное усилие, необходимое для
перемещения исполнительного органа.
153
В описанной системе за перемещением золотника следует переме-
щение гидроцилиндра, а величина запаздывания перемещения гидро-
цилиндра от перемещения золотника зависит от параметров цилиндра
и параметров насоса так же, как величина усиления. Золотнико-
вые гидроусилители широко применяются в технике, поскольку
они имеют простую и надежную конструкцию, мало чувствительны
к загрязнению масла, виброустойчивы.
Показанный на рис. VII.5 следящий гидропривод может быть
использован для изменения положения исполнительного органа
I 2
Рис. VII.6. Схема астатического регу-
лятора с гидроусилителем со струйной
трубкой
угледобывающей машины при изменяющейся мощности пласта. При
этом чувствительный элемент (ролик 5) скользит по копиру, на кото-
ром в определенном масштабе задана изменяющаяся мощность
пласта. В данном случае устройство выполняет роль регулятора
с жесткой обратной связью (статический регулятор).
Описанный золотниковый гидроусилитель широко применяется
и ! ве ручных (Системах регулирования для снижения момента
(усилия), необходимого для органа управления. Так, например,
усилитель такого типа используется для ручного регулирования
производительности путем изменения угла наклона качающейся
шайбы аксиально-поршневых насосов привода гусениц погрузочной
машины ПНБ-Зм. Подобные системы применяются в гидроприводе
и других горных машин.
В технике широко применяются также гидроусилители со струй-
ной трубкой.
На рис. VII.6 показан астатический регулятор с гидроусилителем
со струйной трубкой. Гидроусилитель состоит из струйной трубки
7, к которой от насоса непрерывно подается рабочая жидкость.
Жидкость истекает из насадки трубки, против которой установлена
154
деталь 3 с двумя каналами а и б, соединенными с рабочими поло-
стями исполнительного гидроцилиндра 11. Если выходное отверстие
струйной трубки 7 находится на равных расстояниях между канала-
ми а и б, то давление в этих каналах, а следовательно, и в рабочих
полостях гидроцилиндра 11 незначительно и равно между собой.
Поэтому исполнительный гидроцилиндр находится в равновесии
и поршень 10 его неподвижен. Если повернуть струйную трубку
вокруг оси, перпендикулярной плоскости чертежа, ее выходное от-
верстие установится напротив одного из каналов в детали 3, напри-
мер против канала б. В этом случае жидкость, вытекающая из на-
садки струйной трубки с большой скоростью, попадает в канал б
и в нем повышается давление, под действием которого поршень ис-
Рис. VII.7. Двухкаскадная следящая
гидросистема с соплом-заслонкой в пер-
вом каскаде
полнительного механизма перемещается, поскольку в канале а жид-
кость находится под низким давлением.
Если повернуть струйную трубку против часовой стрелки, дав-
ление повысится в канале а (в канале б давление меньшее) и пор-
шень исполнительного гидроцилиндра переместится в противопо-
ложном направлении.
Обычно расстояние между приемными каналами а и б невелико
и составляет 0,2—0,5 мм, диаметр выходного сечения конического
насадка струйной трубки 1,8—2 мм, а перемещение его 1,5—2 мм.
Рабочая жидкость подается под давлением 6—8 кгс!см2, коэффи-
циент полезного действия 0,8—0,85.
На рис. VIL6 гидроусилитель со струйной трубкой включен
в состав регулятора, поддерживающего постоянное давление в опре-
деленном объеме.
При движении рабочей жидкости по трубе 1 давление на выходе
пз трубы зависит от положения заслонки 2 — чем больше закрыта
155
заслонка, тем больше дросселируется жидкость, тем больше падение
на ней давление и меньше давление на выходе из трубы.
Если жидкость на выходе из трубы имеет давление выше допу-
стимого, то в полости мембранного гидроцилиндра 5, соединенного
трубопроводом 4 с выходным сечением трубы 1, повышается
давление. Мембрана 6, преодолевая сопротивление пружины 6',
поворачивает струйную трубку 7 и ее насадка устанавливается
напротив канала а. В канале а повышается давление и поршень
исполнительного гидроцилиндра перемещается влево, уменьшая
заслонкой 2 живое сечение трубы 1. Сопротивление течению
жидкости в трубе 1 повышается и давление на выходе из трубы
понижается.
При малом давлении на выходе из трубы 1 мембрана гидроцилин-
дра перемещает струйную трубку вправо, в результате чего повы-
шается давление в канале б и исполнительный гидроцилиндр при по-
мощи заслонки увеличивает живое сечение трубы 1. Гидроусилитель
со струйной трубкой заключен в кожух 9, из которого отработанная
жидкость попадает в бак насосной установки.
На рис. VII.7 показан двухкаскадный гидроусилитель с соплом-
заслонкой в первом каскаде и золотником во втором каскаде. Элект-
рический входной сигнал от системы автоматического регулирования
или дистанционного управления преобразуется преобразователем
1 в продольное перемещение его сердечника. Сердечник связан
с тягой 2, несущей заслонку, установленную между соплами 3 и 4.
При подаче рабочей жидкости от насоса через дроссели 9 и 10 в ра-
бочие полости гидроцилиндра 7, а от него через трубопроводы 5
и й в камеры сопел 3 и 4 жидкость вытекает через зазоры между
насадками сопел и заслонкой. Если преобразователь 1 переместит
тягу 2 с заслонкой, например, вправо, зазор между заслонкой и соп-
лом 3 уменьшится и истечение жидкости из него уменьшится, а
из сопла 4 увеличится. При увеличении расхода жидкости через
сопло 4 увеличится падение давления на дросселе <9, а на дросселе 10,
в связи с сокращением истечения жидкости через сопло 3, падение
давления уменьшится. Поэтому давление слева от поршня 8 упадет,
а справа от поршня возрастет, поршень переместится влево и пере-
местит золотник 19. Поскольку рабочая жидкость от насоса по трубо-
проводу 11 подводится через каналы в корпусе 18 к средней части
золотника 19, то при перемещении последнего влево к штоковой
полости исполнительного гидро цилиндра 14 через гидромагистраль 17
подводится под давлением рабочая жидкость. Поршень 13 перемес-
тится и через шток 15 приводится в действие рабочая машина.
Поршневая полость гидроцилиндра 14 через магистраль 16 и золот-
никовый распределитель 18 соединяется со сливной магистралью 12.
При перемещении преобразователем тяги 2 влево поршень ис-
полнительного гидроцилиндра движется вверх. Диаметр отверстия
сопла 0,4—2 лыи, зазор между соплом и заслонкой 0,05—1 мм.
Основным показателем, характеризующим совершенство конст-
рукции гидроусилителя, является коэффициент усиления. Коэффи-
156
циентом усиления по мощности называют отношение мощности
на выходе 7УВЫХ из усилителя к мощности на входе 2VBX
^==4—- (12°)
JV вх
Кроме того, используется коэффициент усиления по силе, кру-
тящему моменту, перемещению и т. д. Современные двухкаскадные
усилители выпускаются с коэффициентом усиления 15—20 тысяч.
Гидроусилители характеризуются также чувствительностью —
минимальным перемещением на входе, при котором начинается пере-
мещение выходного звена. Для золотниковых распределителей
зона нечувствительности составляет обычно 0,1 мм, а для усилите-
лей со струйной трубкой и соплом-заслонкой 0,01—0,02 мм.
ГЛАВА VIII
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. Теоретические основы работы гидродинамических передач
В гидродинамических передачах в отличие от гидрообъемных
используется скоростной напор рабочей жидкости. Поскольку реа-
лизуемая мощность гидропередачи в основном зависит от расхода
рабочей жидкости через рабочие колеса при небольшом избыточном
Рис. VIII.1. Принципиальная схема гидродинамической передачи
давлении основными элементами гидропередачи являются центро-
бежный, или осевой насос — источник гидравлической энергии и
турбина, преобразующая энергию, запасенную в потоке жидкости,
в крутящий момент и скорость вращения выходного вала,
Принципиальная схема гидродинамической передачи показана на
рис. VIII.1.
Приводной двигатель 1 вращает центробежный насос 2. Жид-
кость, поступающая в насос из бака 7, разгоняется лопастной си-
стемой насоса и по трубопроводу 3 направляется к центростремитель-
ной турбине 5. В турбину жидкость поступает через сопло 4. Двига-
ясь по лопаткам турбины, жидкость передает ей энергию, запасен-
ную в насосе, и на валу турбины формируется крутящий момент,
158
который приводит в движение рабочую машину 6. Из турбины жид-
кость направляется в бак.
На практике гидродинамическая передача выполняется без
промежуточных трубопроводов с минимальным расстоянием между
лопастными колесами.
Гидродинамические передачи разделяются на два основных типа:
турбомуфты (гидромуфты) и турботрансформаторы (гидротранс-
форматоры).
Разрез турбомуфты показан на рис. VIII.2. Турбомуфта состоит
из насосного колеса 1, турбинного колеса 2 и кожуха 3. Насосное
колесо так же, как и тур-
бинное, обычно выполняется
в виде чашеобразной детали
с плоскими радиальными ло-
патками (турбомуфты с нак-
лонными лопатками в уголь-
ной промышленности приме-
няются редко). Насосное
колесо соединяется с валом
приводного двигателя, а тур-
бинное колесо — с валом ра-
бочей машины. Внутренняя
полость турбомуфты пол-
ностью или частично запол-
няется жидкостью, в качестве
которой обычно применяется
минеральное масло индустри-
альное 12. При включении
двигателя насосное колесо
начинает вращаться и жид- рис. VIII.2. Турбомуфта
кость, находящаяся между
лопатками, увлекается ими и вращается вместе с насосом. Кроме
переносного движения, вместе с лопатками насосного колеса дей-
ствием центробежных сил жидкости сообщается относительное дви-
жение от центра к периферии колеса. При этом движении жидкость
приобретает определенную энергию, заключающуюся в сообщении
каждой ее частице некоторой скорости (скоростного напора).
При выходе из насосного колеса жидкость попадает на лопатки
турбинного колеса, движется по ним от периферии к центру, отда-
вая энергию, запасенную в насосном колесе, чем и приводит турби-
ну во вращение (форму циркуляции жидкости в турбомуфте см. на
рис. VIII.5).
Поскольку в турбомуфте имеются только два активных элемен-
та — насос и турбина, по третьему закону Ньютона (действующая
Сила равна силе противодействующей) крутящий момент на насос-
ном колесе Мг равен крутящему моменту на турбинном колесе Л/,
м1=л/2.
(121)
159
Мощность, передаваемая насосным колесом,
IV - М1п1
Л1~ 975 ‘
(122)
Мощность на турбинном колесе
_ М2п2
(123)
где «J — скорость вращения насоса;
п2 — скорость вращения турбины.
Коэффициент полезного действия
турбомуфты
= N2 _ м2п2 =
Ni М1п1 пх
(124)
(так как Мг = М2,.
Поскольку потери в турбомуфте
невелики, скольжение между насос-
ным и турбинным насосом при но-
минальном режиме составляет 2—5%,
откуда номинальный к. п. д. турбо-
муфты 95—98%. При увеличении
нагрузки выше номинальной или
снижении заполнения турбомуфты
число оборотов ее турбины падает
и, в соответствии с формулой (124),
к. п. д. ее уменьшается.
Турботрансформатор (рис. VIII.3) состоит, по крайней мере,
из трех лопастных колес: насоса 7, турбины 2, направляющего ап-
парата 3. Насосное колесо связано с приводным двигателем, турбин-
ное — с валом рабочей машины, а направляющий аппарат неподви-
жен и закреплен в корпусе. Как и в турбомуфте, внутренняя полость
турботрансформатора заполнена рабочей жидкостью.
160
При вращении насосного колеса рабочая жидкость разгоняется
его лопатками и направляется на лопатки турбины. Турбина при-
водится во вращение, а жидкость после прохода турбины попадает
на лопатки направляющего аппарата, где изменяется момент коли-
чества движения, и она направляется к входу насоса.
Лопатки рабочих колес турботрансформатора обычно профили-
рованы (рис. VIII.3, б) для создания лучших условий входа и выхода
жидкости на рабочие колеса, что уменьшает потери напора и уве-
личивает к. п. д. турботрансформатора.
Поскольку турботрансформатор имеет три рабочих элемента,
уравнение баланса моментов его будет
М2 = Мг + Ма, (125)
где — крутящий момент на насосе;
Л/3 — крутящий момент на турбине;
М3 — крутящий момент на направляющем аппарате.
К. п. д. турботрансформатора выражается формулой
= = (126)
М1п1 ’
где К = ~ — коэффициент трансформации по моменту;
По
I = — — передаточное отношение.
ni
Основным отличием турботрансформатора от турбомуфты яв-
ляется непрозрачность(или частичная прозрачность) его характери-
стики. При нагружении ведомого вала турбомуфты определенным
крутящим моментом такой же момент возникает и на ее ведущем
валу (прозрачная характеристика). У турботрансформатора крутя-
щий момент на ведущем валу (насосе) не зависит от нагрузки на
ведомом валу (непрозрачная характеристика). В связи с этим турбо-
трансформатор имеет большой пусковой момент (момент при нуле-
вой скорости турбины), в то время как приводной двигатель рабо-
тает при номинальном режиме. Это свойство очень важно для гор-
ных машин, в которых пусковые свойства привода часто определяют
его работоспособность.
В угольной промышленности преимущественное применение на-
шли турбомуфты, которые выпускаются заводами угольного машино-
строения нескольких типоразмеров и устанавливаются на скребко-
вых и ленточных конвейерах, струговых лебедках, опрокидыва-
телях, толкателях, различном обогатительном оборудовании и т. д.
Турботрансформаторы находят наибольшее распространение на экска-
ваторах, тепловозах и дизелевозах.
Общим свойством гидродинамических передач, которое исполь-
зуется при применении их на горношахтном оборудовании, является
улучшение динамических свойств системы при установке гидроди-
намического привода. Указанная особенность такого привода имеет
большое значение, поскольку горные машины обычно работают
11 Заказ 336
161
в тяжелом динамическом режиме, с большими колебаниями момента
и частыми перегрузками. Поэтому снижение динамических усилий
в элементах конструкции машин позволяет уменьшить их аварий-
ность и увеличить долговечность. Так, широкое внедрение турбо-
муфт на скребковых конвейерах позволило в 2 — 2,5 раза увеличить
срок службы цепей и в два раза повысить долговечность приводных
электродвигателей.
Кроме улучшения динамики системы, гидродинамические передачи
позволяют равномерно распределить мощность между отдельными
двигателями многоприводной системы и за счет этого создать
мощные горные машины, имеющие приемлемые для горного произ-
водства габариты, улучшаются пусковые свойства системы, что
немаловажно в тяжелых условиях работы горной машины и ее дви-
гателей; система надежно предохраняется от перегрузки. При защем-
лении, например, исполнительного органа ведомая часть гидропере-
дачи (турбина) останавливается, двигатель же с насосом продолжают
вращаться, причем крутящий момент, передаваемый гидроприводом,
ограничивается в безопасных для машины пределах.
Учитывая приведенные выше основные достоинства гидродинами-
ческих передач, последние широко применяются в горном машино-
строении для различных машин, в первую очередь для многопривод-
ных конвейеров.
Расчет гидродинамической передачи сводится к определению
параметров потока, циркулирующего в рабочей полости, в зависи-
мости от режима ее работы и геометрических характеристик лопаст-
ных колес. Однако такие расчеты требуют глубоких знаний гидро-
динамики и поэтому обычно в инженерной практике при конструи-
ровании гидромашин пользуются формулами теории подобия.
Из теории турбомашин известно, что мощность и момент, переда-
ваемые гидродинамической передачей, могут быть выражены фор-
мулами
N = Xjy-yDanf, кет-, (127)
М = кгс-м, (128)
где ^ — коэффициент мощности, кет/кгс • м2 (об/мин)3;
Ху — коэффициент момента, 1/м (об/мин)2;
у — удельный вес рабочей жидкости, кг/м3;
Da — активный диаметр гидропередачи, м;
тг1 — число оборотов в минуту ведущего вала.
Если проанализировать приведенные выше формулы, то можно
установить, что, поскольку передаваемая мощность прямо пропор-
циональна кубу числа оборотов ведущего вала, гидродинамические
передачи выгодно применять при больших скоростях вращения при-
водного двигателя. Обычно в горном машиностроении минимальная
скорость вращения гидродинамических передач 1000—1500 об/мин.
При увеличении передаваемой мощности относительные размеры
и вес гидропередачи на единицу мощности уменьшаются. Это объяс-
162
няется тем, что передаваемый крутящий момент и мощность прямо
пропорциональны пятой степени активного диаметра гидропере-
дачи (активным диаметром называется диаметр по внешней кромке
лопаток рабочих колес). Поэтому для увеличения мощности, переда-
ваемой гидропередачей, вдвое активный диаметр необходимо уве-
личить меньше чем на 15%.
Для определения размеров гидропередачи по приведенным выше
формулам обычно выбирают прототип, удовлетворяющий требова-
ниям, предъявляемым к приводу рассматриваемой горной машины.
Для выбранного прототипа известны внешние характеристики
и результаты испытаний, а также передаваемая мощность и крутя-
щий момент при номинальном числе оборотов. По этим данным могут
быть вычислены коэффициент мощности и коэффициент момента
лм как для номинального режима, так и для других характерных
режимов. При соблюдении геометрического подобия лопастных
колес при пересчете гидродинамической передачи на другую мощ-
ность коэффициенты kN и остаются постоянными. Поэтому опре-
деление основного, характерного размера гидродинамической пере-
дачи — активного диаметра — производится по приведенной выше
формуле (128), где заданы мощность N и число оборотов nx привода,
удельный вес рабочей жидкости у выбран, а коэффициент мощности
KN принят по данным гидропередачи, выбранной в качестве прото-
типа.
Пример. Определить активный диаметр предохранительной турбо-
муфты мощностью 100 кет при 1480 об/мин. Турбомуфта должна
быть подобна турбомуфте ТЛ-32, имеющей наибольшее распростра-
нение в угольной промышленности. Турбомуфта ТЛ-32 имеет актив-
ный диаметр D — 395 мм, работает на масле индустриальном 12,
удельный вес которого у = 880 кг/л3, и развивает мощность 32 кет
при 1480 об/мин. Исходя из приведенных выше данных, рассчиты-
ваем коэффициент мощности турбомуфты
= = 880-6,395»-14803 = 1|27'10’9’ квт!кгс'^ W/muh?.
Поскольку турбомуфта мощностью 100 кет, активный диаметр
которой мы определяем, геометрически подобна турбомуфте ТЛ-32,
найденный выше коэффициент мощности будет таким же и для сто-
киловаттной турбомуфты. Поэтому активный диаметр турбомуфты
на 100 кет будет
®/" N 1/ 100
К kNynf~~ V 1,27-IO*»-880-14803
0,498 «к 0,5 м.
Таким образом, искомый активный диаметр турбомуфты равен
500 мм.
Для облегчения расчета активного диаметра турбомуфты часто
пользуются номограммами, построенными по формуле (127). В ка-
11* 163
честве примера на рис. VIII.4 приведена номограмма для определе-
ния активного диаметра предохранительных турбомуфт.
По номограмме по заданной мощности и числу оборотов турбо-
муфты находят ее активный диаметр. Так, например, если требуется
спроектировать турбомуфту мощностью 100 кет при 1480 об]мин,
проводят вертикаль от точки на оси абсцисс, соответствующей
Рис. VIII.4. Номограмма для выбора активного диаметра турбомуфт предохра-
нительного типа
100 кет (см. рис. VIII.4), и горизонталь от точки на оси ординат,
соответствующей 1480 об!мин. Пересечение этих линий определяет
активный диаметр турбомуфты. В рассматриваемом примере точка
пересечения линий, соответствующих мощности и числу оборотов,
лежит на прямой, которая определяет диаметр турбомуфты Da =
= 500 мм. Таким образом, по номограмме получен тот же активный
диаметр, что был вычислен по формуле.
При создании новых гидродинамических передач лопастная
система головного образца рассчитывается теоретически, а затем
корректируется при испытаниях. Следующие типоразмеры гидро-
передачи рассчитываются по приведенным выше формулам подобия.
164
§ 2. Конструкция турбомуфт
В угольном машиностроении применяются два основных типа
турбомуфт — регулируемые и предохранительные.
Регулируемые турбомуфты предназначены для изменения скоро-
сти вращения рабочей машины при постоянном числе оборотов при-
водного двигателя. В горной промышленности применяются турбо-
муфты, регулируемые изменением заполнения рабочей полости. Как
упоминалось выше, при номинальном заполнении рабочей полости
турбомуфты и номинальном крутящем моменте скольжение между
ведущим и ведомым валом (насосом и турбиной) составляет 2—5%.
При уменьшении заполнения скольжение между рабочими колесами
увеличивается — скорость вращения рабочей машины уменьшается.
54Г/.
м-,-0
5-50%
S -5^,6-57 7.
Нт-П-31,Г/.Мц
S‘57%-tf%
М,'-37,17.Мц
8-51,37,
Рис. VIII.5. Схемы циркуляции жидкости в рабочей полости турбомуфты при
частичном заполнении и различной нагрузке
Указанное свойство турбомуфты используется при создании регули-
руемых турбомуфт. Эти турбомуфты снабжаются устройством для
изменения их заполнения во время работы без остановки привода.
Однако исследование регулировочных свойств привода с регулируе-
мыми турбомуфтами, имеющими обычную рабочую полость, показало,
что такие турбомуфты имеют глубину регулирования около 50%.
При попытке получения низких скоростей вращения турбомуфта
переходит в режим автоколебаний и на ведомом валу возбуждаются
устойчивые колебания скорости со значительными ускорениями
и замедлениями, которые недопустимы с точки зрения безопасности
и могут разрушить рабочую машину.
Исследование режима циркуляции жидкости в рабочей полости
турбомуфты при частичном ее заполнении и различном скольжении
позволило установить физические причины явления. Схемы цирку-
ляции рабочей жидкости показаны на рис. VIII.5. При отсутствии
скольжения между насосным и турбинным колесами (колеса враща-
ются с одинаковой скоростью) жидкость отжата к периферии поло-
сти и вращается вместе с рабочими колесами, относительное движение
жидкости отсутствует, турбомуфта не передает никакого момента
(рис. VIII.5, а). При небольшом скольжении между турбинным и на-
165
регулируе-
Рис. VIII.6. Рабочая полость
мой заполнением турбомуфты
сосным колесами порядка!—5% жидкость циркулирует в рабочей
полости и в ней образуется так называемый малый круг циркуляции
(рис. ХШ.5, б). Наличие малого круга циркуляции характеризуется
входом жидкости из турбинного колеса на насосное на большом
радиусе, в связи с чем передаваемый турбомуфтой момент невелик.
При увеличении скольжения примерно до 50—60% (рис. VIII.5, в)
жидкость на турбине приближается к центру турбомуфты, однако
входит она на насосное колесо по-прежнему на большом радиусе.
При дальнейшем увеличении скольжения (рис. VIII.5, г) жидкость
выходит из турбинного колеса
на насосное на различных
расстояниях от центра. Цир-
куляция устойчивая, так же
как и получаемая при этом
скорость. При дальнейшем
нагружении (рис. VIII.5, д)
жидкость переходит на боль-
шой круг циркуляции (пока-
зан пунктиром), при этом
возрастает передаваемый мо-
мент (перепад радиуса входа
и радиуса выхода жидкости
на насосном колесе максима-
лен). Турбина разгоняется,
центробежные силы действу-
ющие на жидкость отжимают
ее к периферии и образуется
малый круг циркуляции. При
этом передаваемый момент
падает, турбина теряет ско-
рость, действие центробеж-
ных сил на жидкость умень-
шается и образуется боль-
передаваемый турбомуфтой
шой круг циркуляции, возрастает
момент и цикл повторяется. Таким образом, при определенном мо-
менте и скольжении наступают незатухающие, устойчивые колеба-
ния скорости ведомого вала — турбомуфта входит в режим автоко-
лебаний. В этом режиме большие ускорения и замедления системы
могут привести к аварии машины. При дальнейшем увеличении
скольжения и нагрузки устанавливается один большой круг цирку-
ляции (рис. VIII.5, е) и скорость устойчива.
Изучение физических основ движения жидкости в рабочей поло-
сти помогло создать турбомуфты со 100%-ной глубиной регулирова-
ния, а в дальнейшем было использовано при разработке турбомуфт
предохранительного типа.
Наиболее удачной оказалась полость регулируемой заполнением
турбомуфты с направляющим устройством, показанным на
рпс. VIII.6. Турбомуфта такой рабочей полостью имела 100%-ную
166
глубину регулирования за счет исключения малого круга цирку-
ляции и работе только на большом круге.
В качестве примера выполнения привода машины с регулируе-
мыми турбомуфтами на рис. VIII.7 показана схема турбозубчатого
редуктора шахтной подъемной машины.
При использовании такого турбозубчатого редуктора устанавли-
вается нерегулируемый электродвигатель (синхронный на поверх-
ностных подъемных установках и асинхронный, короткозамкнутый
во взрывобезопасном исполнении на подземных подъемных установ-
ках) и все управление подъемом осуществляется с помощью регу-
лирования наполнения турбомуфт.
Насосные колеса турбомуфт 2 (см. рис. VIII.7) жестко закрепле-
ны на ведущем валу 1 и непрерывно вращаются приводным электро-
двигателем. Турбинные колеса 3 свободно вращаются относительно
ведущего вала па шариковых подшипниках и передают движение
ведомому валу 12 посредством зубчатых передач прямого 14 и обрат-
ного 15 ходов. Турбины турбомуфт закрыты чашами 4, на периферии
которых имеются отверстия. Управление турбомуфтами производится
трехходовым краном 8 и шиберным кольцом 5.
Во внутреннюю полость трехходового крана постоянно подается
рабочая жидкость (минеральное масло индустриальное 12) от центро-
бежных насосов 10. При нейтральном положении трехходового
крана, показанном на рис. VIII.7, жидкость сливается в картер
турбозубчатого редуктора и не попадает в рабочие полости турбо-
муфт. Поэтому турбомуфты не передают момента и ведомый вал
не вращается. При перемещении рукоятки управления 7 одновре-
менно с помощью кулисы 9 поворачивается золотник трехходового
крана 8 и вилка 6 передвигает шиберное кольцо 5. Например, при
повороте рукоятки по часовой стрелке золотник трехходового кра-
на, открывает доступ жидкости в правую турбомуфту, а вилка 6
перемещает влево шиберное кольцо, закрывающее сливные отверстия
на периферии правой турбомуфты (сливные отверстия левой турбо-
муфты открыты). Правая турбомуфта заполняется, передаваемый
ею момент растет и ведомый вал плавно разгоняется. При промежу-
точном положении рычага управления заполнение рабочей полости
частичное и скорость ведомого вала меньше номинальной. При пере-
воде рычага управления в нейтральное положение подача жидкости
в рабочую полость турбомуфты прекращается и шиберное кольцо
открывает сливные отверстия на периферии турбомуфты. Рабочая
полость опоражнивается и ведомый вал останавливается.
При перемещении рукоятки управления против часовой стрелки
заполняется левая турбомуфта, а, поскольку движение от неё к ведо-
мому валу передается через зубчатую передачу с паразитным коле-
сом, ведомый вал вращается в противоположную сторону, чем в пре-
дыдущем случае.
Смазка зубчатых колес редуктора производится при помощи
шестеренных насосов 13, которые засасывают жидкость из бака 11.
Турбозубчатый редуктор с турбомуфтами активным диаметром
167
Рис. VIII.7. Схема турбозубчатого редуктора шахтной подъемной машины
Рис. VIII.8. Внешние характеристики ре-
гулируемой заполнением турбомуфты с на-
правляющим устройством
550 мм и направляющим устройством (рис. VIII.6) имеет внешние
характеристики, показанные на рис. VII 1.8. Из этих характеристик
следует, что при постоянном передаваемом моменте скорость враще-
ния ведомого вала зависит от заполнения рабочей полости Q и при
постоянном числе оборотов приводного вала может изменяться от
нуля до номинальной.
Выше были рассмотрены регулируемые турбомуфты, однако наи-
большее распространение в приводе горных машин получили предо-
хранительные турбомуфты.
Предохранительные турбомуфты предназначены для снижения
динамических усилий в системе, улучшения пусковых свойств при-
вода, надежного предохране-
ния от перегрузки, равномер-
ного распределения нагрузки
между отдельными двигате-
лями многоприводной систе-
мы. Обычно предохранитель-
ные турбомуфты имеют про-
стую конструкцию, устанав-
ливаются между приводным
электродвигателем и редук-
тором машины и не требуют
никаких дополнительных уст-
ройств для управления. За-
полнение турбомуфты по-
стоянное.
Конструктивная схема ра-
бочей полости предохрани-
тельной турбомуфты показана
на рис. VIII.9. Предохра-
нительная турбомуфта кроме
насосного колеса, вращаемого
приводным двигателем, и тур-
бинного колеса, связанного с рабочей машиной, имеет резервуар —
дополнительный объем. Дополнительный объем закреплен на насосе
и сообщается с рабочей полостью по периферии несколькими неболь-
шими отверстиями и у центральной части кольцевым отверстием со
значительным проходным сечением. При работе турбомуфты с номи-
нальным моментом в рабочей полости устанавливается малый круг
циркуляции, жидкость отжата к периферии и не вытекает в допол-
нительный объем, заполнение рабочей полости максимальное. Поэто-
му скольжение между рабочими колесами турбомуфты небольшое,
а следовательно, к. п. д. велик. Обычно номинальный к. п. д. предо-
хранительных турбомуфт 95—96%. Турбомуфта работает по харак-
теристике У (см. рис. VIII.9, а), близкой к характеристике полного
заполнения. При увеличении нагрузки скольжение в турбомуфте
увеличивается и при некотором критическом значении скольжения
sKp„T рабочая жидкость приближается к центру и частично вылива-
169
ется в дополнительный объем. Рабочая полость несколько опораж-
нивается и турбомуфта работает по характеристике 2 — характери-
стике частичного заполнения.
Внешняя характеристика такой предохранительной турбомуфты
показана сплошной линией на рис. VIII.9, а. Характеристика удов-
летворяет требования, предъявляемые к приводу горных машин
Рис. VIII.9. Внешние характеристики и схемы циркуляции
жидкости в рабочей полости предохранительных турбомуфт
относительно к. п. д. при номинальном режиме критического и пус-
кового моментов, однако при описанной схеме рабочей полости харак-
теристика имеет провал, характеризуемый моментом 7Wmin. В связи
с провалом рабочей характеристики турбомуфты, построенные по
этой схеме, имели неудовлетворительные пусковые свойства и при
больших моментах сопротивления не разгоняли рабочую машину
до номинальной скорости.
Провал в рабочей характеристике объясняется быстрым сливом
рабочей жидкости в дополнительный объем при критическом сколь-
170
Ч>ЗЧ5
Рис. VIII. 10. Предохранительная турбомуфта ТП-345
жении. Поэтому были разработаны новые предохранительные тур-
бомуфты с кольцевой диафрагмой на турбинном колесе (рис. VIII.9, б),
которая задерживает слив жидкости в дополнительный объем. Та-
кие турбомуфты имеют характеристику без провалов типа, показан-
ной на рис. VIII.9, б, и вполне удовлетворяют условиям горного
производства. Необходимо заметить, что характеристики предохра-
нительных турбомуфт, показанные на рис. VIII.9, являются так
называемыми статическими характеристиками, т. е. полученными
при длительном выдерживании каждого режима. При быстрых пере-
грузках, когда машина, а, следовательно, и турбина турбомуфты
изменяют скорость от номинальной
т<> щ^^за доли секунды, харак-
тЛитока турбомуфты изменяется
‘^^^И^Н^^^ИЦЖона обычно передает больший
мент, чем это следует по стати-
ческой характеристике Это.объяс
ЛИЯВН! ^лИ|ИН|яется инерционностью жидкости
в р бо а “ чей <и лг ст , в связи с чем
1ММММНИ1||1»МЙИМ|^^уи малом времени остановки тур-
и иного колеса жидкость не успе-
^Н^ВИ|ИвНм.^|^яКает вылиться в дополнительный
*вдв|^м^И|иИ|МИ"“В^^№тому передаваемый
?^м^^^НИ|ЯИРуфтой момент растет.
t-. время серийные
’’ ¥урбомуфты выполняются по схе
ме, приведенной на рис. VIII.9, б.
Рис. VIII.И. Турбомуфта ТП-345 На рис. VIII. 10 показана тур-
бомуфта ТП-345 с активным диа-
метром 345 мм и мощностью 22 кет при 1480 об!мин, применяемая
для привода скребковых конвейеров. Турбомуфта состоит из насос-
ного 10 и турбинного 6 рабочих колес, корпуса дополнительного
объема 11, кожуха 7. Ступица 13 устанавливается на валу привод-
ного электродвигателя, который через стальную упругую диафраг-
му 12 приводит во вращение насосное колесо и связанные с ним де-
тали. Турбинное колесо 6 вместе с кольцевой диафрагмой 4 прибол-
чено к ступице 2, закрепленной на валу редуктора болтом 14. Турбин-
ное колесо не имеет механической связи с насосным колесом и вра-
щается относительно него на шариковых подшипниках 1. Рабочая
жидкость (минеральное масло индустриальное 12) в количестве
8,5 л заполняет внутреннюю полость турбомуфты на 70—80% (зали-
вается через пробку 9). Кроме того, имеется пробка 8 с заливкой
из легкоплавкого сплава. Уплотнения 3 предупреждают вытекание
рабочей жидкости. Для улучшения пусковых свойств установлено
кольцо 5. Общий вид турбомуфты ТП-345 показан на рис. VIII.11.
При включении приводного электродвигателя насос приводится
во вращение и жидкость из дополнительного объема под действием
центробежных сил постепенно через отверстия а (см. рис. VIII.10)
небольшого диаметра поступает в рабочую полость. Момент, переда-
172
ваемый турбомуфтой, увеличивается и турбинное колесо и связанная
с ним рабочая машина разгоняются. При перегрузке турбинное
колесо останавливается и жидкость сливается в дополнительный
объем. Если после остановки турбомуфты приводной электродвига-
тель не будет выключен, вся энергия, подводимая к турбомуфте,
превращается в тепло и быстро нагревает рабочую жидкость. Чтобы
при сильном перегреве жидкости последняя не загорелась и не воз-
ник пожар, при достижении температуры 140° С легкоплавкий сплав
предохранительной пробки 8 (см. рис. VIII.10) расплавляется и жид-
кость вытекает наружу. Для дальнейшей работы необходимо устра-
нить причину, вызвавшую перегрузку системы и залить новую жид-
кость в турбомуфту.
Турбомуфта ТП-345 имеет стальные штампованные колеса с при-
варенными лопатками.
Кроме показанной турбомуфты, заводами угольного машинострое-
ния выпускаются и другие турбомуфты на большие и меньшие мощ-
ности, конструкция которых мало отличается от описанных. Неко-
торые из этих турбомуфт будут рассмотрены ниже.
§ 3. Конструкция турботрансформаторов
Как указывалось выше, турботрансформатор должен иметь по
крайней мере три рабочих колеса. При вращении насоса 1
(рис. VIII.12) его лопатки взаимодействуют с рабочей жидкостью, за-
Рис. VIII.12. Круг циркуляции турботрансформатора
«олняющей круг циркуляции, и заставляют ее не только вращаться
вместе с колесом, но и перемещаться вдоль лопаток по направлению
от входа к выходу. При этом потенциальная энергия давления лопа-
ток насоса на жидкость преобразуется в кинетическую энергию дви-
173
жения жидкости. Выйдя из насосного колеса, поток жидкости
попадает в расположенное за ним рабочее колесо — турбину
(рис. VIII. 12,а) или направляющий аппарат (рис. VIII.12,б), затем'по-
падает в следующее колесо и, пройдя последовательно через все
рабочие колеса, возвращается к входу в насос.
Таким образом, связь между всеми колесами осуществляется
только через рабочую жидкость при отсутствии механического кон-
такта между колесами. Рабочая жидкость, заполняющая турботранс-
форматор, циркулирует в полости и образует непрерывное кольце-
вое звено, находящееся в силовом взаимодействии одновременно
со всеми рабочими колесами 1, 2, 3, и обеспечивает кинематическую
связь между колесами. Циркулирующий в турботрансформаторе
поток ограничен внешней I и внут-
Рис. VIII.13. Развертка лопаток
рабочих колес турботрансформатора
ренней II тороидальными поверх-
ностями.
Если разрезать все рабочие ко-
леса турботрансформатора по сред-
ней струйке III, а затем развер-
нуть поверхность разреза на плос-
кость, получим изображение ло-
паток на плоскости (рис. VIII.13).
При вращении насоса 1 (см.
рис. VIII.12) с угловой скоростью
переносная скорость жидкости,
движущейся по средней струйке
в полости насоса, будет
“н = гн®н, (129)
где гн — расстояние от оси вра-
щения турботрансформа-
тора до частички жид-
кости, движущейся по
средней струйке в по-
лости насосного колеса.
Кроме переносного движения со скоростью ин, частичка жидкос-
ти имеет относительное движение по лопатке со скоростью iaH. Абсо-
лютная скорость жидкости и„ является геометрической суммой
скоростей ин и w„
С лопаток насосного колеса рабочая жидкость сходит со ско-
ростью i>H (см. рис. VIII.13) и с этой же скоростью попадает на ло-
патки турбинного колеса. Если турбинное колесо вращается с но-
минальной скоростью <от, то скорости будут равны: переносного
движения жидкости — ит и относительного движения — и/г на вы-
ходе из турбины, а абсолютная скорость — ут (рис. VIII.13).
174
Моменты, действующие на рабочие колеса турботрансформатора
(на рис. VIII.13 показаны стрелками), равны
M2 = Mt + M3. (130)
Если турбина остановлена (ыт == 0; иг = 0), то жидкость выхо-
дит из турбины со скоростью ут = гд’т и воздействие ее на направ-
ляющий аппарат максимальное (М3 велико). Из формулы (130)
следует, что крутящий момент на турбине максимален. При увеличе-
нии скорости вращения турбины скорость движения жидкости
на выходе из нее уменьшается и изменяется направление движения
жидкости. Воздействие жидкости на лопатки направляющего ап-
парата уменьшается, падает крутящий момент на направляющем
аппарате и в соответствии с формулой (130) уменьшается крутящий
момент на турбине.
Рис. VIII.14. Схе-
ма питания турбо-
трансформатора
Таким образом, крутящий момент по валу турбины автоматичес-
ки и бесступенчато уменьшается при увеличении скорости вращения
турбины. Момент же на насосном колесе остается неизменным,
поскольку движение жидкости по лопаткам турбинного колеса
и направляющего аппарата мало влияет на режим его работы.
Поскольку обтекание рабочих колес жидкостью происходит при
больших скоростях, потери на трение в турботрансформаторе зна-
чительны. Кроме того, при режиме работы турботрансформатора,
отличающемся от Номинального, вход жидкости на рабочие колеса
сопровождается большими ударными потерями, что также снижает
его к. п. д. При номинальном режиме к. п. д. турботрансформатора
обычно составляет 0,8—0,9.
При установке турботрансформатора в приводе машины послед-
ний требует обычно специальной СИСТеМЫ управления И ПИТаПИЯ,
175
с помощью которой рабочая жидкость подается и отводится из турбо-
трансформатора.
На рис. VIII.14 показана схема установки турботрансформатора
с системой питания и охлаждения в приводе машины. Турботрансфор-
матор 3 состоит из насосного колеса в, соединенного с валом
приводного двигателя 1, турбины а, подключенной к валу рабочей
машины 4, и направляющего аппарата б, закрепленного на непод-
вижном основании.
Для управления турботрансформатором последний оборудуется
питающей установкой. Питательный насос 11 приводится во враще-
ние от ведущего вала турботрансформатора с помощью редуктора 2.
Рис. VIII. 15. Турботрансформатор
Б-016
Жидкость всасывается насосом через фильтр 10 и подается через
холодильник 6 или трубопровод с вентилем 7 к золотнику управле-
ния 5. В зависимости от положения золотника жидкость сбрасывает-
ся в бак 8 или направляется к турботрансформатору. Из турботранс-
форматора жидкость попадает в бак. Давление в гидросистеме пита-
ния контролируется предохранительным клапаном 9.
Таким образом, при включении золотника управления жидкость
от питательного насоса 11 заполняет рабочую полость турбо-
трансформатора и последний начинает работать. Нагретая рабочая
жидкость сбрасывается в бак. а охлажденная подается в рабочую
полость, чем осуществляется теплоотвод от турботрансформатора.
При отключении золотника управления жидкость от питающего
насоса направляется в бак, минуя турботрансформатор. Рабочая
полость турботрансформатора постепенно опорожняется и его.
ведущий и ведомый валы оказываются разобщенными.
В промышленности турботрансформаторы широко применяются
на тепловозах, дизелевозах, экскаваторах, судовых установках,
строительных, дорожных и других машинах.
176
На рис. VIII.15 показан один из наиболее распространенных
турботрансформаторов Б-016.
Турботрансформаторы Б-016 и Б-012 предназначены для авто-
матического и бесступенчатого изменения передаточных чисел в
трансмиссиях строительных, дорожных, транспортных и других
машин.
Рабочая полость турботрансформатора заполнена жидкостью,
которая под действием центробежной силы вращающегося насосного
колеса перемещается сплошным потоком, обтекая последовательно
лопатки рабочих колес: насосного 2, турбинного 3 и направляющего
аппарата 5, соединенного с корпусом турботрансформатора.
Мощность от двигателя через вал 7 передается насосному колесу
2, от которого через поток жидкости передается турбинному колесу
3 и далее на выходной вал 1. Когда скорость вращения турбинного
Рис. VIII.16. Универсаль-
ные характеристики тур-
ботрансформатора
колеса становится равной скорости вращения насосного колеса,
включается роликовая муфта свободного хода 6, обеспечивая жесткое
соединение валов 7 и 1. Выключение турботрансформатора осущест-
вляется путем удаления жидкости через{сопла 4.
Для экстренной остановки трансмиссии служит тормоз, распо-
ложенный на валу 1.
Внешние универсальные характеристики турботрансформаторов
Б-012 и Б-016 показаны на рис. VIII.16. Длятого чтобы по этим харак-
теристикам определить крутящие моменты, действующие на насос-
ном и турбинном колесах турботрансформатора, необходимо вычис-
лить эти моменты по формуле (128). В эту формулу значение
уА, для рассчитываемого режима подставляется из универсальных
характеристик, а чйсло оборотов пх и активный диаметр D& — в за-
висимости от того, для какого турботрансформатора ведется расчет.
Так, например, если необходимо определить пусковой момент
для турботрансформатора Б-012, работающего при скорости враще-
ния 980 об!мин, по универсальным характеристикам находим, что
12 Заказ 336 177
для режима пуска (г = 0) уХ2 = 6,4 • Ю-3 кгс!(об!мин)2 •Mt активный
диаметр турботрансформатора Da = 500 мм = 0,5 м.
По формуле (128) находим
Af = yW^ = 6,4-10’3 - 0,56 - 9802 = 192 кгс-м. (131)
Из характеристик видно, что при значительном изменении кру-
тящего момента на валу турбины (рабочей машины) момент на насос-
ном колесе (валу приводного двигателя) практически остается посто-
янным. Это свойство турботрансформатора — непрозрачность харак-
теристик — весьма благоприятно для привода горных машин.
Как известно, при работе большинства горных машин нагрузка
на исполнительном органе не остается постоянной, а колеблется
в значительных пределах. Это связано с изменением крепости и
структуры полезного ископаемого или вызывается другими фактора-
ми, влияющими на режим работы машины. При обычном приводе
все перегрузки должны преодолеваться приводным электродвига-
телем за счет его электрического момента или момента инерции вра-
щающихся частей. В связи с этим иногда необходимо увеличивать
мощность привода с тем, чтобы он мог преодолеть пиковые нагрузки
без остановки машины.
Установка турботрансформатора повышает перегрузочную способ-
ность привода и поэтому при такой схеме возможно уменьшение
мощности двигателя без ухудшения эксплуатационных характери-
стик машины. Особенно выгодно применение турботрансформаторов
в приводе стругов. При такой схеме привода в случае добычи угля
небольшой крепости (момент на валу приводной звездочки умень-
шается) число оборотов турбины автоматически повышается, а сле-
довательно, увеличивается скорость движения струга. При крепком
угле момент сопротивления возрастает, а скорость движения струга
падает. Таким образом, в зависимости от крепости угля струг авто-
матически выбирает скорость своего движения, полностью исполь-
зуя мощность приводного электродвигателя, который работает
при постоянном режиме, не перегружаясь.
Однако турботрансформатор имеет и значительные недостатки,
которые сдерживают применение его в приводе горных машин.
К этим недостаткам относятся:
1) невозможность простыми средствами реверсировать вращение
ведомого вала. Реверсирование требует применения двухполостных
турботрансформаторов или механических реверсивных передач.
2) Значительные размеры турботрансформатора, непозволякщие
разместить его в приводе многих горных машин;
3) к. п. д. турботрансформатора, особенно при режимах, отли-
чающихся от номинального, невелик и поэтому необходимо приме-
нение холодильников для охлаждения рабочей жидкости.
Поэтому в настоящее время турботрансформаторы, несмотря
на весьма благоприятные характеристики, полностью подходящие
для привода угледобывающих машин, на горных машинах не при-
меняются.
178
На угольных шахтах и разрезах турботрансформаторы приме-
няются в приводе экскаваторов, тепловозов и дизелевозов. При при-
менении на этих машинах турботрансформаторы позволяют улуч-
шить пусковые характеристики привода, поскольку дизельный
привод имеет плохие пусковые свойства, облегчает управление ма-
шиной за счет автоматического поддержания оптимального режима
работы с полным использованием мощности привода, улучшает ди-
намический режим работы машины, надежно предохраняет ее от
перегрузки, а следовательно, повышает производительность, надеж-
ность и долговечность работы машины.
12'
ГЛАВА IX
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СХЕМЫ
§ 1. Общие сведения
Рассмотренные составные части объемных гидравлических пере-
дач — насос, гидродвигатель, аппаратура защиты, управления и
регулирования — соединяют в определенной последовательности си-
стемой каналов (трубопроводов), по которым рабочая жидкость пос-
тупает к генератору энергии (насосу), к преобразователю (гидро-
двигателю), аппаратуре защиты, управления и регулирования.
Гидросистему, в которой рабочая жидкость, совершив работу,
поступает по трубопроводу в резервуар, а из него вновь засасывается
насосом, называют разомкнутой гидросистемой.
Гидросистема, в которой рабочая жидкость, совершив работу,
поступает по трубопроводу во всас насоса (минуя резервуар для
рабочей жидкости), называют замкнутой гидросистемой.
Примером разомкнутой гидросистемы может быть гидросистема
механизма подачи ГПЧ-Зц, комбайнов ЛГД, гидросистема регулиро-
вания положения верхнего рабочего органа комбайна 2К-52, гидро-
системы проходческих комбайнов ПК-Зм, ПК-8 и др. В этих гидро-
системах рабочая жидкость из гидромоторов и силовых гидроци-
линдров по трубопроводам сливается в резервуары.
В качестве примеров замкнутых гидросистем могут служить
гидросистемы механизмов подач врубовой машины «Урал-33», меха-
низм подачи «Урал-37». В этих гидросистемах рабочая жидкость
из гидромоторов после совершения работы поступает во всасыва-
ющий патрубок гидронасосов, минуя резервуар для рабочей жидкос-
ти. Для восполнения утечек рабочей жидкости, а также для возмоя«-
ности регулирования величины подачи рабочей жидкости насосом,
в таких гидросистемах устанавливают специальные подпиточные
насосы или подпиточные клапаны.
§ 2. Условные обозначения на гидравлических схемах
Существует несколько систем условных обозначений элементов
гидросистем.
Полуконструктивная система условных обозначений предусмат-
ривала изображение отдельных элементов гидросистем, указывая
180
их конструктивную особенность. Недостаток этой системы условных
обозначений состоит в том, что порядок работы и последователь-
ность включения отдельных элементов распределительной аппара-
турой установить трудно. Эта система условных обозначений гро-
моздка для графического воспроизведения. Кроме того, отражая
конструктивные особенности, эта система не отражала принципи-
альных особенностей гидроаппарата. Так, например, указывая,
что насос аксиально-поршневой конструкции, полуконструктивной
системой обозначения не указывались такие важные его особенности
как реверсивность и регулируе-
мость, а также способы управ-
ления—механический или гид-
равлический.
Институтом Гидроуглемаш
разработан руководящий мате-
риал «Типовые гидравлические
схемы механизированных кре-
пей с работой на эмульсии и
типовые схемы гидроблоков».
Условные обозначения, рекомен-
дуемые руководящим материа-
лом показаны в приложении.
Рис. IX.2. Схема управления силовым
гидроцилиндром
Рис. IX.1. Схема четырехлинейного
трехсекционного распределителя
На рис. IX.1 показан четырехлинейный, трехпозиционный
распределитель рабочей жидкости. Каждый из квадратиков (7, 0, 2)
условного обозначения распределителя показывает возможные по-
ложения распределителя. Внутри квадратика показываются соеди-
нения подходящих к распределителю каналов. В положении 1 канал
а соединен с каналом в, а канал г — с каналом б. Направление
движения рабочей жидкости при этом соединении показывается
стрелками. В положении О каналы а и б соединены между собой
и с каналом в, в результате чего рабочая жидкость из каналов а
и б поступает в канал в. Канал г при этом положении распределителя
заперт. В положении 2 распределителя канал б соединен с кана-
лом в, а канал г — с каналом а. Рабочая жидкость из канала б посту-
пает в канал в, а из канала г — в канал а.
Как видно иэ схемы, распределитель имеет три фиксированных
положения, а управление распределителем ножное или ручное.
181
На рис. IX. 2 показана гидравлическая схема управления с по-
мощью распределителя Р силовым гидроцилиндром СГ.
Для управления силовым гидроцилиндром применен обратный
клапан Ок с гидравлическим управлением и предохранительный
клапан Пк.
Для втягивания штока силового гидроцилиндра СГ распре-
делитель Р устанавливают в положение 1, при этом рабочая жид-
кость из магистрали б поступает в трубопровод г, а из него —
в штоковую полость ПГ силового гидроцилиндра. Одновременно
с этим рабочая жидкость через дроссель Др поступает под плунжер
управляемого клапана Ок и открывает клапан.
Давление в штоковой полости силового цилиндра заставляет пор-
шень опускаться, выдавливая рабочую жидкость из поршневой
полости П через открытый обратный клапан Ок в трубопровод в,
а из последнего — в магистраль а.
Для выдвижения штока силового гидроцилиндра СГ необходимо
распределитель Р поставить в положение 2, при котором рабочая
жидкость из магистрали б поступает в трубопровод в.
Поступившая в трубопровод в рабочая жидкость открывает
обратный клапан Ок и поступает в поршневую полость силового
гидроцилиндра СГ. В результате давления в поршневой полости
поршень силового гидроцилиндра поднимается, вытесняя рабочую
жидкость из штоковой полости в трубопровод г, который распреде-
лителем Р соединен со сливной магистралью. В том случае, когда
распределитель Р установлен в нулевое положение, трубопроводы
виг соединены между собой и с магистралью а.
В этом положении силовой гидроцилиндр СГ воспринимает уси-
лие, оказываемое на шток, а в поршневой полости давление огра-
ничивается настройкой предохранительного клапана Пк.
Рассмотренная схема применяется в гидросистемах механизи-
рованных гидрофицированных шахтных крепей для распора гидрав-
лической стойки между кровлей и почвой, разгрузки стойки от
горного давления, а также для поддержания кровли с усилием,
ограничиваемым давлением в поршневой полости.
Разгрузка стойки соответствует подаче рабочей жидкости в што-
ковую полость силового гидроцилиндра, распор стойки — подаче
рабочей жидкости в поршневую полость, а поддержание кровли —
нулевому положению распределителя Р.
§ 3. Схемы замкнутой и разомкнутой гидросистем
Рассмотрим две простейшие гидравлические схемы. Одна из них,
приведенная на рис. IX.3, разомкнутая, а другая, приведенная
на рис. IX.4, — замкнутая.
Разомкнутая гидросистема (см. рис. IX. 3) состоит из нереверсив-
ного насоса Я, напорного трубопровода Т, предохранительного
182
клапана Лк, золотникового распределителя ЗР, соединительных
трубопроводов и Т2, силового гидроцилиндра СЦ, сливного
трубопровода Т3 и резервуара Р для рабочей жидкости гидросистемы.
При работе насос Н, засасывая рабочую жидкость из резервуара
Р, подает ее в напорный трубопровод Т, откуда она поступает в рас-
пределитель ЗР. В зависимости от положения (1, 2, и 3) распреде-
лителя рабочая жидкость может поступить в соединительный трубо-
провод 1\, при этом трубопровод Т2 будет соединен распредели-
телем со сливным трубопроводом Т3.
По трубопроводу рабочая жидкость поступит в поршневую по-
лость силового гидроцилиндра СЦ и своим давлением будет переме-
щать поршень гидроцилиндра вправо, выдавливая рабочую жидкость
Рис. IX.3. Разомкнутая гид-
равлическая система]
Рис. IX.4. Замкнутая гидравлическая
система
напор-
от Т2.
из штоковой полости в трубопровод Т2, а из последнего — по слив-
ному трубопроводу Т3 в резервуар.
Переведя распределитель ЗР в положение 2, отсоединяют
ный трубопровод Т от трубопровода '1\, а сливной Т3 —
В положении 2 соединительные трубопроводы и Т2 запи эаются
распределителем ЗР, а напорный трубопровод Т соединяется со
сливным трубопроводом Т3. Насос при этом положении распреде-
лителя работает на слив. В положении 3 распределителя ЗР напор-
ный трубопровод Т соединяется распределителем ЗР с трубопрово-
дом Т2. В результате этого рабочая жидкость поступает в штоко-
вую полость силового гидроцилиндра СЦ, давит на поршень, застав-
183
ляя его двигаться влево (шток вдвигается в цилиндр). Рабочая
жидкость из поршневой полости при этом вытесняется в трубопровод
Ту, который соединен со сливным трубопроводом Т3. При возникно-
вении перегрузок на штоке во время его выдвижения или втягивания
в цилиндр давление в рабочей полости гидроцилиндра (полость
в которую подается рабочая жидкость) и напорном трубопроводе Т
повышается. Для защиты гидросистемы от чрезмерного повышения
давления к напорному трубопроводу подсоединен предохранитель-
ный клапан Пк.
Замкнутая гидросистема (см. рис. IX.4) состоит из реверсив-
ного не регулируемого основного насоса Н, реверсивного нере-
гулируемого гидромотора ГМ, соединительных трубопроводов Ту
и Т2, предохранительных клапанов Пку и Пк2, обратных клапанов
Ок± и Ок2, подпиточного насоса Нп, двух предохранительных клапа-
нов Пк3 и Пк4, фильтра Ф, трубопровода Т3 и подпиточных трубо-
проводов Т4 и Тъ.
Работает гидросистема в следующей последовательности. В зави-
симости от направления вращения и положения регулирующего ор-
гана насоса рабочая жидкость может подаваться или в трубопровод
Ту, или в трубопровод Тг. В том случае, когда рабочая жидкость
из насоса поступает в трубопровод Т2, она поступает в гидромотор
и ротор его вращается в одном направлении.
По трубопроводу Т2 рабочая жидкость после совершения работы
в гидромоторе возвращается во всасывающую полость насоса Н.
Защита гидросистемы от перегрузок осуществляется в этом слу-
чае предохранительным клапаном Пку, при срабатывании которого
рабочая жидкость сливается в трубопровод Т2.
При работе гидросистемы в ней имеются утечки, в результате
чего в обратном трубопроводе Т2 понизится давление (давление
слива); оно станет ниже давления в подпиточном трубопроводе Т3.
Это приведет к тому, что откроется обратный клапан Ок2 и рабочая
жидкость из подпиточного трубопровода Т3 поступит в трубопро-
вод Т2.
Рабочая жидкость в подпиточный трубопровод Т3 подается под-
питочным насосом Нп через фильтр Ф.
В том случае, когда фильтр засорится и его сопротивление про-
хождению рабочей жидкости повысится, давление в трубопроводе
Т« повысится.
Для защиты фильтра к трубопроводу Т& подключается предохра-
нительный клапан Пк4. К трубопроводу Та подключен редукционный
клапан Пк3, который поддерживает в трубопроводе Т3 определенной
величины давление подпитки. Через редукционный клапан сливается
рабочая жидкость в резервуар, если в обратном трубопроводе (слив-
ном) давление нормальное.
Насос может подавать рабочую жидкость в трубопровод Тг,
при этом трубопровод Ту будет обратным (сливным). В этом случае
гидромотор будет вращаться в направлении, противоположном тому,
при котором рабочая жидкость подавалась насосом в трубопровод
184
J\. Если напорным будет трубопровод Т2, то защита гидросистемы
от чрезмерных давлений будет осуществляться предохранительным
клапаном Пк2, а подпитка производиться через обратный кла-
пан Ок2.
Для замкнутых гидравлических гидросистем часто применяют
насосы реверсивные переменной производительности. В этих гидроси-
стемах используется объемное регулирование. Конкретные гидро-
системы горных машин будут рассмотрены ниже.
ГЛАВА X
ГОРНЫЕ МАШИНЫ С ОБЪЕМНЫМИ
ГИДРАВЛИЧЕСКИМИ ПЕРЕДАЧАМИ
§ 1. Механизмы подач добычных машин с гидравлическими
передачами
Перемещение добычных машин во время выемки угля или манев-
ровых операций осуществляется механизмами подач.
Современные механизмы подач имеют объемные гидравлические
передачи, обеспечивающие плавное бесступенчатое регулирование
скорости перемещения с большими тяговыми усилиями и надежную
защиту машины от перегрузок.
Защита машины от перегрузок производится простейшим уст-
ройством в виде предохранительного клапана. Кроме того, объем-
ные гидравлические передачи легко поддаются автоматизации-
Достоинства объемных гидравлических передач в механизмах
подач в сравнении с механическими обеспечили первым преиму-
щественное распространение.
В настоящей главе и в главе XI помещено описание лишь типич-
ных машин с гидроприводом. Более подробное описание всего гор-
ного оборудования и его гидросистем читатель сможет найти в спе-
циальной литературе.
Гидросистема механизма подачи ГПЧ*. Механизм подачи ГПЧ
используется в добычных комбайнах ЛГД, К-52, БК-52, и др.
Гидросистема ГПЧ состоит из лопастного насоса переменной
производительности и лопастного гидромотора постоянного расхода.
Гидросистема ГПЧ разомкнутая, и рабочая жидкость, поступив-
шая в резервуар, используется также и для смазки трущихся по-
верхностей механического редуктора-
В связи с тем, что гидросистема ГПЧ работает на низком рабочем
давлении и используется быстроходный низкомоментный гидро-
мотор, между валом гидромотора и канатным барабаном имеется
механический редуктор с большим передаточным числом.
♦ В настоящее время механизмы подачи ГПЧ сняты с серийного производ-
ства, но их еще много эксплуатируется на шахтах.
186
За время эксплуатации механизма подачи ШЧ насос его подвер-
гался модернизации. Механический привод изменения эксцентри-
ситета насоса был заменен гидравлической передачей.
Улучшение гидравлической схемы насоса состояло в том, что
была видоизменена клапанная коробка и снижены гидравлические
сопротивления в ней. При модернизации ГПЧ в гидромоторе был
изменен эксцентриситет с 4,9 ±0,1 до 6 мм. Это позволило ири том
же рабочем давлении повысить вращающий момент на валу и тем
самым увеличить тяговое усилие механизма подачи-
В результате эксплуатации механизмов подач ГПЧ и проведен-
ных исследований было установлено, что гидромотор перегружается
во время быстрых гидравлических стопорений и реверсов. Для огра-
ничения усилий, возникающих при стопорении и реверсе гидромо-
тора, в гидросистему устанавливают специальный предохранитель-
ный клапан, срабатывающий при повышении давления в запертой
полости гидромотора. Установка дополнительного предохранитель-
ного клапана повысила надежность работы гидромотора и снизила
его аварийность.
Гидравлическая схема ГПЧ-2м показана на рис. Х.1.
Ротор насоса 13 получает вращение от электродвигателя через
зубчатую пару 14, 15. Рабочая жидкость, независимо от направле-
ния вращения ротора насоса, подается в напорный трубопровод 16,
к которому подсоединен золотник 6 и кран управления 5. Кран 5
управления можно установить в трех положениях.
187
В положении I рабочая жидкость из напорного поступает в тру-
бопровод 17 и ротор гидромотора 19 вращается против часовой стрел-
ки. Трубопровод 18 при этом соединяется со сливом. При положении
II крана рабочая жидкость из напорного поступает в трубопровод
18, а трубопровод 17 соединяется со сливом- Ротор гидромотора
при этом положении крана 5 вращается по часовой стрелке. В поло-
жении III крана 5 напорный трубопровод соединяется со сливом,
а трубопроводы 17 и 18 заперты. Ротор гидромотора при этом поло-
жении крана гидравлически застопорен.
Вращение ротора гидромотора 19 через механический редуктор
передается канатному барабану 20 при канатной подаче или звез-
дочке — при цепной подаче машины. Редуктор этого механизма
подачи двухскоростной. Рабочий ход включается в том случае,
когда муфта 7 поднята вверх и к напорному трубопроводу золот-
ником 6 подключен предохранительный клапан 21, отрегулирован-
ный на давление срабатывания 22 кгс!см2. Переключение золотника
производится рычагами 8 и 9, связанными с муфтой 7
Маневровый ход включается при установке муфты 7 вниз; при
этом к напорному трубопроводу подключится золотником 6 предох-
ранительный клапан 22, отрегулированный на давление срабаты-
вания 35 кгс!см2.
В рассмотренном механизме подачи вместо канатного барабана
20 можно установить звездочку для тяговой цепи- Такие механизмы
подач имеют в своем обозначении на конце букву ц, что означает
цепной — ГПЧ-Зц.
Гидравлическая система изменения эксцентриситета насоса
состоит из гидроцилиндра 1 со штоком 2, трубопровода 3 и гидроци-
линдра 4-
При вдвигании штока 2 в гидроцилиндр 1 рабочая жидкость
из гидроцилиндра 1 по трубопроводу 3 поступает в гидроцилиндр 4,
давит на поршень, в результате чего происходит перемещение
подвижной части насоса и уменьшение его эксцентриситета. Когда
шток 2 выдвигается из гидроцилиндра 1 под действием пружины
и давления рабочей жидкости в гидросистеме, подвижная часть на-
соса перемещается, выдавливая рабочую жидкость из цилиндра 4
в трубопровод 3 и в гидроцилиндр 1.
Манометр 10 подключается к напорному трубопроводу через
дроссель 11 и запорный вентиль 12.
В последнее время проведены работы по дальнейшему совершен-
ствованию гидросистемы механизма подачи ГПЧ. Принципиальные
изменения состоят в том, что устанавливается фильтр для фильтро-
вания рабочей жидкости, а также планируется установка системы
охлаждения рабочей жидкости- В качестве охладителя будет исполь-
зоваться вода, подаваемая в систему орошения.
Гидравлическая система механизма подачи «Урал-33» монтиру-
ется в отдельном корпусе — гидравлической вставке, которая уста-
навливается между электродвигателем и редуктором механизма по-
дачи, в результате чего гидросистема изолирована от передач меха-
188
нического редуктора. Эта изоляция обеспечивает чистоту рабочей
жидкости, а следовательно, и большую долговечность насоса, гид-
ромотора и аппаратуры защиты и управления.
Рис. Х.2. Механизм подачи «Урал-33»:
а—общий вид; б—гидравлическая схема
189
10
Рис. Х.З. Гидровставкг
Гидросистема механизма подачи замкнутая, в ней используются
аксиально-плунжерные насос и гидромотор. Подпитка гидросистемы
при работе осуществляется через клапаны.
Механизм'^подачи врубовой машины «Урал-33» показан на
рис. X. 2.
190
От вала электродвигателя 1 через зубчатую пару 2 и 3 внутрен-
него зацепления вращение передается ротору аксиально-поршне-
вого насосав. Насос трубопроводами 5 и 6 соединен с гидромотором 7.
Подпитка гидросистемы рабочей жидкостью осуществляется
с помощью шести подпиточных клапанов А, Б, В, Г, Д и Е.
Гидросистема защищена от перегрузок двумя предохранитель-
ными клапанами 8 и 9, каждый из которых включен в соответству-
ющий трубопровод 5 и 6. Необходимость установки двух предохра-
нительных клапанов состоит в том, что в связи с работой гидро-
системы по замкнутой схеме напорным может стать или трубопровод 5
(в этом случае трубопровод 6 будет сливным) или 6 (в этом случае
трубопровод 5 будет сливным). Защищать гидросистему будет тот
предохранительный клапан, который подсоединен к напорному
трубопроводу.
Регулирование скорости вращения гидромотора 7 осуществля-
ется изменением количества рабочей жидкости, подаваемой насосом.
Производительность насоса регулируют изменением угла откло-
нения люльки насоса- Механизм изменения угла наклона люльки
насоса состоит из маховичка 10, зубчатой передачи 11 и 12, шестер-
ни 13, зубчатой рейки 14 и тяги 15.
Люлька насоса соединена с тягой, и при перемещении тяги из-
меняется угол наклона люльки. При этом люлька может отклоняться
от продольной оси насоса в обе стороны на 18е. Максимальное откло-
нение люльки насоса соответствует его максимальной производитель-
ности, а при установке люльки по продольной оси насос рабочую
жидкость в гидросистему не подает. В
7 6 6-6 п
еханизма подачи «Урал-33»
качестве резервуара для
рабочей жидкости гид-
росистемы механизма пода-
чи используется внутрен-
няя полость корпуса гид-
ровставки.
При работе гидровстав-
ка заполняется рабочей
жидкостью, в качестве ко-
торой используется масло
индустриальное 20.
Для улучшения усло-
вий подпитки и компен-
сации расширения воздуха
внутри гидровставки при
нагреве установлен резино-
вый мешок с воздушником.
Гидровставка (рис. Х.З)
врубовой машины «Урал-33» состоит из корпуса 1, верхней крыш-
ки 2, аксиально-поршневого насоса 3 типа УРС, аксиально-порш-
невого гидромотора 4, трубопроводов 5 и б, резинового мешка 7,
воздушника 8, механизма 9 изменения положения люльки насоса
относительно его продольной оси.
191
Для удобства монтажа трубопроводы делают телескопическими,
а уплотнения осуществляются кольцами 10 из маслостойкой ре-
зиносмеси. Верхняя крышка гидровставки уплотняется резиновым
шнуром 11, уложенным в канавку крышки.
Врубовая машина «Урал-33» кроме гидросистемы механизма по-
дачи имеет гидросистему механизма заводки бара, которая состоит
из плунжерного насоса 16 (см. рис. Х.2), всасывающего 17, обрат-
ного 18 и предохранительного 19 клапанов, распределительного
крана 20, силового гидроцилиндра 21 и резервуара 26 для рабочей
жидкости. Отбор мощности для привода плунжерного эксцентри-
кового насоса осуществляется от первого промежуточного вала
режущей части с помощью шестерни 22.
При движении плунжера насоса 16 вниз в цилиндре насоса об-
разуется разрежение и всасывающий клапан 17 открывается под
действием давления рабочей жидкости. Происходит всасывание ра-
бочей жидкости из резервуара в насос.
При ходе плунжера вверх под действием рабочей жидкости,
выталкиваемой плунжером из насоса, закрывается всасывающий
клапан 17, после этого открывается обратный клапан 18 и ра-
бочая жидкость поступает в распределительный кран 20, шток
управления которым находится на верхней крышке корпуса
редуктора режущей части- В зависимости от положения крана
управления 20 рабочая жидкость поступает в трубопровод
23 или 24.
При подаче рабочей жидкости в трубопровод 23 она поступает
в штоковую полость гидроцилиндра 21, шток втягивается и проис-
ходит разворот седла бара- В этом случае слив рабочей жидкости
из поршневой полости гидроцилиндра происходит по трубо-
проводу 24 через кран 20 в трубопровод 25 и в резер-
вуар 26.
В положении, показанном на рис. Х.2, рабочая жидкость сли-
вается в бак, а штоковая и поршневая полости гидроцилиндра
заперты. В случае перегрузок, возникающих во время работы гидро-
системы, давление в гидросистеме повышается выше рабочего, пре-
дохранительный клапан 19 срабатывает и рабочая жидкость из
напорной магистрали сливается в резервуар 26. Предохранитель-
ный клапан 19 настраивается на давление срабатывания
280 кгс/см2.
Поворот бара в рабочее или транспортное положение с
помощью силовой гидравлической передачи сократил время на
эти операции и повысил безопасность замены зубков в режущей
цепи.
Механизм подачи «Урал-37» используется для перемещения
узкозахватных добычных комбайнов при их подаче по кора-
бельной цепи, закрепленной по концам лавы. В качестве
ведущего элемента в этом механизме подачи используется ве-
дущая звездочка, а вариатором скорости — объемная гидравлическая
передача с аксиально-поршневыми гидромотором и насосом. Насос
192
регулируемой производительности и гидромотор постоянного ра-
схода.
Гидросистема механизма подачи замкнутая (рис.Х.4). Насос Н
по одному из трубопроводов Тт или Г2 подает рабочую жидкость
в гидромотор ГМ. Если трубопровод является напорным, то
трубопровод Т2 сливным, и наоборот, когда трубопровод Т2 напор-
ный, то 7\ — сливной. Ротор насоса получает вращающий момент
от электродвигателя ЭД через зубчатую пару 1—2.
fix 0 Р.х
Ш
Рис. Х.4. Гидросистема механизма подачи «Урал-37»
В зависимости от направления вращения ротора электродвига-
теля ЭД и положения люльки насоса относительно продольной оси
насоса насос будет подавать рабочую жидкость в трубопровод Т±
или Т2. Количество рабочей жидкости, подаваемой насосом в напор-
ный трубопровод, зависит от угла отклонения люльки от продоль-
ной оси насоса. Изменение угла наклона люльки насоса произво-
дится штурвалом Ш, при повороте которого с помощью зубчатых
колес 1,11 ts.HI происходит перемещение рейки Р и связанной с ней
люльки. Подпитка гидросистемы производится через подпиточные
клапаны Пх и П2 или П3 и П4.
Защита гидросистемы от перегрузок осуществляется предохра-
нительным клапаном ПК, который срабатывает при повышении
давления в напорном трубопроводе сверх того, на которое отрегу-
лирован предохранительный клапан.
13 Заваз 336 193
се
*
Рис. Х.5. Механизм подачи Г442
В связи с тем, что в гидросистеме один предохранительный кла-
пан, а подключаться он должен к напорному трубопроводу, то
в гидросистеме установлены золотник Зл, обратный клапан ОК
и дроссель ДР.
Золотник Зл может устанавливаться в одном из двух крайних
положениях.
В том случае, когда напорным является трубопровод Tv золот-
ник занимает крайнее правое положение а. При этом соединитель-
ный трубопровод Т3 соединяется с трубопроводом Т4 и напорный
трубопровод 7\ через дроссель Др соединяется с предохранитель-
ным клапаном ПК.
Когда напорным является трубопровод Т2, золотник Зл давле-
нием рабочей жидкости устанавливается в крайнее левое положение
б. При этом трубопровод Т5 соединяется с трубопроводом и на-
порный трубопровод Т2 через дроссель Др соединяется с предохра-
нительным клапаном ПК-
Вращение вала гидромотора через зубчатые колеса 3—4 пере-
дается полумуфте 5, жестко сидящей на валу. На этом же валу
свободно посажены сдвоенные зубчатые колеса 6, 7 и 9, 10. Зубча-
тый венец 8 тягой может устанавливаться в крайнем левом или
правом положении. В том случае, когда полумуфта 5 соединена
зубчатым венцом 8 со сдвоенной шестерней 9—10, включена манев-
ровая скорость и вращение передается ведущему элементу ВЭ
по цепи, состоящей из зубчатых колес 10, 11, 13, 14, 15, 16 и 17.
Когда полумуфта 5 зубчатым венцом 8 соединена с шестерней 7,
то вращение передается по цепи, состоящей из зубчатых колес 6, 12,
11, 13, 14, 15, 16 и 17, и ведущему элементу Вэ. При таком положе-
нии зубчатого венца включена рабочая скорость подачи. Гидро-
система механизма подачи смонтирована в отдельном корпусе —
гидровставке, что обеспечивает чистоту рабочей жидкости.
Гидравлический механизм подачи Г442 используется в широко-
захватных комбайнах «Донбасс-1Г». Общий вид Г442 показан на
рис. Х.5.
От главного двигателя комбайна вращение через зубчатую по-
лумуфту 1 и муфту 3 передается радиально-плунжерному насосу 2
типа НШОО, который маслопроводами 4 соединен с пятипозицион-
ным золотником 5, служащим для управления и переключения
радиально-плунжерного гидромотора 6 типа ДП505. Рабочая жид-
кость от насоса через трубопроводы 4 и пятипозиционный золотник
5 по сверлениям 7 в корпусе механизма подачи подводится к гидро-
мотору 6, который через планетарный редуктор 8 передает крутя-
щий момент канатному барабану 9.
В корпус механизма подачи встроена монтажная панель 10, ко-
торая служит для облегчения сборки и разборки трубопроводов
вспомогательной цепи гидросистемы. Монтажная панель соединена
с насосом НП100 тремя трубопроводами 11, 12 и 13. Трубопроводы
14 и 15 соединяют монтажную панель с фильтром 16 тонкой очистки,
а по трубопроводу 17 жидкость от панели поступает в гидроблок
196
контроля 18, который соединен с фильтром тонкой очистки труб-
кой 19.
Органы управления гидросистемой механизма подачи располо-
жены на передней стенке. Рукояткой 20 производят переключение
пятипозиционного золотника, а рукояткой 21 через систему рычагов
и тяг изменяют производительность насоса и направление потока
масла. Рукоятка 21 воздействует на сервомеханизм управления.
—— высокое давление
---------- Низкое давление
Рис. Х.6. Гидравлическая схема механизма подачи Г404
Гидросистема механизма подачи Г404.
Гидравлический механизм подачи Г404 предназначен для узкозахват-
ных челноковых угольных комбайнов, у которых подача осуществ-
ляется при помощи круглозвенной цепи, растянутой вдоль лавы
и укрепленной своими концами за головки конвейера.
Механизм подачи Г404 применяется на машинах, снабженных
главным электродвигателем, имеющим высоту корпуса 400 мм.
В настоящее время Г404 эксплуатируется на комбайнах 1К-52Ш,
2К-52 и др.
Гидравлическая схема механизма подачи «Горловка-404» пока-
зана на рис. Х.6.
Как видно из рисунка, гидравлическая схема имеет силовую
часть, обозначенную на чертеже толстыми линиями, а также систему
подпитки и управления, обозначенную тонкими линиями.
197
Особенность системы состоит в том, что подпитка силовой части
схемы может осуществляться двояко — от подпиточного насоса 1
и подпиточных клапанов.
Подпиточный насос 7, засасывая через фильтр 2 рабочую жидкость
из резервуара, подает ее в трубопровод 3 через фильтр 4. Защита
подпиточного насоса от перегрузки и фильтра 4 тонкой очистки от
порывов при засорении осуществляется предохранительным клапа-
ном ПК^.
Рабочая жидкость из трубопровода 3, придя к точке А соединения
трубопроводов, разветвляется и часть ее по трубопроводу 5 через
дроссель Др± поступает в левый цилиндр управления насоса Н, дру-
гая часть рабочей жидкости от точки А через дроссель Дрй поступает
по трубопроводу 6 к двум подпиточным клапанам ПпКл-l и ПпКл2.
Защита этой цепи осуществляется предохранительным клапаном
ПК17 настроенным на давление срабатывания 3—5 кгс1см?. Слив ра-
бочей жидкости при срабатывании предохранительного клапана
ПК1 производится в резервуар.
От точки А рабочая жидкость подводится к двухпозиционному
золотнику Злг. В одном положении золотника (показанном на
рисунке) трубопровод, идущий от точки А, заперт, а в другом —
рабочая жидкость подводится по соединительному трубопроводу 7
к управляемому обратному клапану OKlf а от него по трубопроводу
8 через дроссель Др2 в правый цилиндр управления насоса Н.
Управляемый обратный клапан ОКг обеспечивает при его откры-
тии рычагом Р слив рабочей жидкости через дроссель Др2, трубопро-
вод 8, обратный клапан ОК3, трубопровод 7, золотник Злг в резер-
вуар и изменение тем самым эксцентриситета основного насоса Н.
Основной насос Н трубопроводами 9 и 10 соединен с гидромотором
ГМ, который через механический редуктор М приводит во враще-
ние звездочки ВЗ механизма подачи «Горловка-404».
К трубопроводам 9 и 10 подключены два предохранительных кла-
пана ПК2 и 17 К 3, настроенных на давление срабатывания 110—
120 кгс!см2. Эти предохранительные клапаны защищают основной
насос Н от перегрузок. Установка двух предохранительных клапа-
нов необходима в связи с тем, что в зависимости от направления вра-
щения приводного двигателя и эксцентриситета основного насоса
рабочая жидкость под давлением может подаваться к гидромотору
по трубопроводу 9 или по трубопроводу 10. Подача рабочей жидкости
от основного насоса Н к гидромотору ГМ по трубопроводу 9 обеспе-
чивает вращение ротора гидромотора в одном направлении, а подача
рабочей жидкости по трубопроводу 10 — в обратном направлении.
В том случае, когда трубопровод 9 является напорным (т. е. по нему
от основного насоса подается рабочая жидкость к гидромотору),
защиту насоса от перегрузок осуществляет предохранительный кла-
пан ПК2, а если напорным является трубопровод 10, то защита ос-
новного насоса осуществляется предохранительным клапаном ПКа.
Слив рабочей жидкости при срабатывании предохранительных
клапанов ПК3 и ПК3 происходит в резервуар, которым служит вну-
198
тренняя полость корпуса механического редуктора механизма по-
дачи.
К трубопроводам 9 и 10 подключены соответственно трубопро-
воды 11 и 12, оканчивающиеся подпиточными клапанами ПпКл%
и ПпКл^. Эти клапаны осуществляют подпитку силовых гидромаги-
стралей 9 и 10 за счет статического давления рабочей жидкости в ре-
зервуаре гидросистемы.
Изменение эксцентриситета основного насоса осуществляется
подачей рабочей жидкости в правый силовой гидроцилиндр основ-
ного насоса Н. Подача рабочей жидкости от подпиточного насоса
осуществляется при перемещении золотника Зл± из положения I
в положение II. Это перемещение происходит при повороте рычага Р
около оси О от нейтрального положения против часовой стрелки.
При повороте рычага по ходу часовой стрелки открывается обратный
клапан ОБ\ и рабочая жидкость из правого силового цилиндра сли-
вается через клапан ОК1 в резервуар. Рычагом Р можно установить
подвижную часть основного насоса Н в положение, при котором
эксцентриситет насоса будет равен нулю, т. е. остановить вращение
гидромотора и гидравлически застопорить его.
§ 2. Гидравлические системы проходческих комбайнов
Проходческий комбайн ПК-Зм предназначен для механизирован-
ного проведения профилированных и непрофилированных горных
выработок главным образом в смешанных забоях с раздельной выем-
кой угля и породы при породах крепостью до 4.
Комбайн ПК-Зм имеет гидравлическую объемную передачу, обес-
печивающую: дуговые перемещения рабочего органа в горизонталь-
ной плоскости вправо и влево; дуговые перемещения рабочего
органа вверх и вниз; перемещение рабочего органа по сфере одно-
временно снизу вверх и влево или сверху вниз и влево; подъем
и опускание приемного носка питателя.
Гидравлическая объемная передача комбайна состоит из насосной
станции, находящейся в резервуаре для рабочей жидкости, пульта
управления гидросистемой, трубопроводов и силовых гидроци-
линдров.
Насосная станция, установленная в резервуаре для рабочей
жидкости, состоит из двух спаренных лопастных насосов (один про-
изводительностью 25 л/мин, другой — 12 л! мин), фильтра, всасы-
вающих и нагнетательных трубопроводов.
Для заливки рабочей жидкости в резервуар имеется специальный
патрубок с металлической сеткой для фильтрации заливаемой
жидкости. Замер уровня рабочей жидкости осуществляется щупом.
Гидравлическая схема комбайна ПК-Зм приведена на рис. Х.7.
В напорные линии насосов 2 и 3 включены дроссели-регуляторы 5
и 6 типа Г55-2. Засасывание рабочей жидкости насосами из резер-
вуара 1 осуществляется через сетчатый фильтр 4.
199
Перемещения рабочего органа в вертикальном и горизонтальном
направлениях в зависимости от профиля проводимой выработки про-
изводятся силовыми гидроцилиндрами.
Особенностью распределительных золотников 7, 8,9 и 10 является
то, что при снятии с них усилия они устанавливаются в нейтральное
положение.
В нейтральном положении золотника 7 рабочая жидкость от
насоса через отверстия в золотнике поступает в сливную магистраль.
Особенностью устройства золотника 7 является подача жидкости
Рис. Х.7. Гидравлическая схема проходческого комбайна ПК-Зм
в единую напорную магистраль 15 при перемещении золотника как
вправо, так и влево. В этом случае из напорной магистрали 15 жид-
кость одновременно поступает в поршневую полость цилиндра 13
и штоковую полость цилиндра 14. Исполнительный орган при этом
перемещается в горизонтальной плоскости влево. Величина скорости
перемещения регулируется дросселем 5.
Магистраль 16 цилиндров 13 и 14 при рабочих положениях золот-
ника 7 соединяется со сливной магистралью 17, по которой жидкость
возвращается в резервуар. С золотником 7 перемычкой соединен
золотник 8, распределяющий подачу жидкости от напорной магистрали
18 насоса 3 в цилиндры 11 и 12 перемещения исполнительного органа
в вертикальной плоскости. При перемещении золотника 8 влево
рабочая жидкость под давлением по магистрали 19 поступает в порш-
невые полости цилиндров 11 и 12. Исполнительный орган при этом
200
перемещается в вертикальной плоскости вверх. При перемещении
золотника 8 вправо исполнительный орган перемещается силовыми
гидроцилиндрами вниз.
Перемещение исполнительного органа в горизонтальной плос-
кости осуществляется подачей рабочей жидкости с помощью золот-
ника 9 в силовые гидроцилиндры 13 и 14. Особенность подключения
силовых гидроцилиндров 13 и 14 состоит в том, что штоковая полость
гидроцилиндра 14 и поршневая полость гидроцилиндра 13 соединены
параллельно. Подача рабочей жидкости происходит в эти полости
одновременно. Также параллельно соединены поршневая полость
силового гидроцилиндра 14 и штоковая полость гидроци-
линдра 13.
При подаче рабочей жидкости в штоковую полость гидроцилиндра
14 и поршневую полость гидроцилиндра 13 происходит втягивание
штока гидроцилиндра 14 и выдвижение штока силового гидроци-
линдра 13. Поршневая полость гидроцилиндра 14 и штоковая гидро-
цилиндра 13 соединяются при этом золотником 9 со сливом. В этом
случае открывается полностью дроссель 5 и вся жидкость, подава-
емая насосом 2, поступает на слив.
Золотник 10 служит для распределения рабочей жидкости в ци-
линдр 20 перемещения вниз исполнительного органа комбайна
и носка погрузочного лотка. В сливной магистрали гидроцилиндра
20 установлен подпорный клапан 21, обеспечивающий плавное дви-
жение штока гидроцилиндра.
В напорных магистралях каждого из двух насосов установлены
предохранительные клапаны 22 и 23 золотникового типа. Для кон-
троля за давлением рабочей жидкости в напорных магистралях слу-
жит манометр 26, золотник 24 подключает его к напорной магистрали
насоса 2 или к напорной магистрали насоса 3. Для предотвращения
вибраций стрелки манометра имеются дроссели 25 постоянного сече-
ния. В среднем положении золотника 24 манометр отключен от напор-
ных магистралей.
В проходческом комбайне ПК-8 объемные гидравлические пере-
дачи осуществляют привод гусеничных цепей механизма передвиже-
ния с рабочей или маневровой скоростями; переключение скоростей
гусеничного хода; подъем и опускание рабочего органа при изме-
нении направления проводимой выработки в вертикальной плоско-
сти; распор машины в кровлю выработки для увеличения сил сцеп-
ления гусениц с почвой выработки; упор комбайна в стенки выработки
при изменении направления проводимой выработки в горизонталь-
ной плоскости; подъем и опускание кожухов бермовых фрез; подъем
или опускание хвостовой секции перегрузочного конвейера.
Привод гусеничных цепей механизма перемещения машины осу-
ществляется лопастными гидромоторами ВЛГ-400. Остальные опе-
рации осуществляются силовыми гидроцилиндрами.
Гидросистема комбайна состоит из насосной станции, системы
фильтров, двух резервуаров, гидравлических пультов и трубопро-
водов.
201
Гидросистема комбайна имеет два резервуара для рабочей жидкос-
ти (верхний и нижний). Расположение одного резервуара выше дру-
гого преследует цель создать определенный подпор рабочей жидкости
в нижнем резервуаре и улучшить условия всасывания шестерен-
чатыми насосами.
Слив рабочей жидкости из гидромоторов и силовых гидроцилипд-
ров, а также из дренажных полостей осуществляется по трубопро-
воду в верхний резервуар.
Рис. Х.8. Схема цир-
куляции рабочей
жидкости в гидроси-
стеме проходческого
комбайна ПК-8
*
/4—д
о
10
К гидромоторам
вЛГ- 4UO
Напорная магистраль
Сливная магистраль
Магистраль воздушная
Магистраль всасывающая
Схема циркуляции рабочей жидкости в гидросистеме комбайна
приведена на рис. Х.8.
Резервуар 1 расположен выше резервуара 2 и соединен с ним двумя
трубопроводами 3 и 4, по которым рабочая жидкость из верхнего
резервуара самотеком поступает в нижний. Из нижнего резервуара
рабочая жидкость по всасывающему трубопроводу 5 поступает в сет-
чатый фильтр 6, а из последнего — во всасы сдвоенных шестеренча-
тых насосов 7 и 8, 9 и 10. Из напорных магистралей насосов рабочая
жидкость поступает в пульт управления 11, из которого через соот-
ветствующую регулирующую аппаратуру—к гидромоторам ВЛГ-400,
приводящим во вращение гусеничные цепи комбайна, и к силовым
гидравлическим цилиндрам.
202
Слив рабочей жидкости из гидромоторов ВЛГ-400 и силовых гид-
роцилиндров происходит через пульт управления 11 по сливному
трубопроводу 12 в верхний резервуар через сетчатый фильтр 13.
Отвод воздуха из нижнего резервуара 2 в верхний производится
по трубопроводу 14.
Привод насосов (рис. Х.9) гидросистемы комбайна' ПК-8 осуще-
ствляется от электродвигателя ЭД бермовых фрез.
Роторная шестерня 1 приводит во вращение два зубчатых колеса
2, валы которых соединены с роторами сдвоенных шестеренчатых на-
сосов 3 и 4. Сдвоенный насос состоит из двух одинарных насосов
(секций), смонтированных на од-
ном валу. Секция I насоса обеспе-
чивает подачу в напорный трубо-
провод 40 л!мин рабочей жидкости,
а секция II — 80 л!мин с рабо-
чим давлением 100 кгс!смг.
Такую же конструкцию имеет
и другой сдвоенный насос, и соот-
ветственно в напорный трубопро-
вод секция III подает 40 л! мин
рабочей жидкости, а секция IV —
80 л!мин.
Таким образом, четные секции
насосов подают в свои напорные
трубопроводы по 80 л [мин каждый,
а нечетные секции — по 40 л!мин.
Рабочая жидкость от каждой
секции насосов поступает в пульт
управления гидросистемой и рас-
Рис. Х.9. Схема привода насосов
гидросистемы проходческой комбай-
на ПК-8
пределяется по энергоприемникам.
Рабочая жидкость от секций II, III и’7У подается к гидравлическому
блоку 1 (рис. Х.10), в котором установлены три двухпозиционных
золотника 2, 3 и 4, три предохранительных клапана 5, 6 и 7, три об-
ратных клапана 8, 9 и 10, три манометра 13, 14 и 16. Подключение
манометров к напорным трубопроводам секций II, III и IV насосов
производится через демпферы-дроссели 12, 15 и 17.
Рабочая жидкость от секции II насоса поступает по напорному
трубопроводу к предохранительному клапану 5 и обратному клапану
8. Из полости предохранительного клапана 5 рабочая жидкость по-
ступает в полость А золотника 2.
Из полости Л при положении золотника, показанном на рис. Х.11,
рабочая жидкость поступает в сливной трубопровод. При переме-
щении золотника 2 (см. рис. Х.10) в правое фиксированное положение
полость А отсоединяется от сливного трубопровода, возрастает давле-
ние, открывается обратный клапан 8 и рабочая жидкость от секции II
насоса поступает в трубопровод 11. К напорной магистрали секции II
насоса в гидроблоке подключен через демпфер-дроссель 12 манометр
13, которым производится замер давления в напорном трубопроводе.
203
Рабочая жидкость от секции IV насоса поступает к предохрани-
тельному клапану 6, обратному клапану 9 и золотнику 3. К напорному
трубопроводу секции IV насоса подключен манометр 14 через
демпфер-дроссель 15. В зависимости от положения золотника 3 ра-
бочая жидкость от секции IV насоса может поступать в трубопровод
11 или на слив. При положении золотника 3, показанном на рис. Х.11,
рабочая жидкость поступает в сливной трубопровод так же, как
и через золотник 2 (см. рис. Х.10). Перемещение золотника 3 в правое
крайнее положение приводит к закрытию сливного отверстия золот-
ника 3, повышению давления в напорном трубопроводе и открытию
обратного клапана 9. Рабочая жидкость при этом поступает в тру-
бопровод 11.
Рабочая жидкость от секции III насоса поступает к предохра-
нительному клапану 7, обратному клапану 10 и золотнику 4.
Так же, как и в предыдущих двух случаях, при положении золот-
ника 4, показанном на рис. Х.11, рабочая жидкость поступает в слив-
ной трубопровод, а при перемещении золотника в правое крайнее
положение открывается обратный клапан 10 и рабочая жидкость по-
ступает в трубопровод 11.
Измерение давления в напорном трубопроводе секции III насоса
производится манометром 16, подключенным через демпфер-дрос-
сель 17.
В том случае, когда золотники 2, 3 и 4 установлены в крайних
правых положениях, рабочая жидкость из напорных трубопроводов
секций II, III и IV насосов подается в трубопровод 11, и защита
каждого из напорных трубопроводов производится своими предохра-
нительными клапанами 5, 6 и 7. При срабатывании клапанов рабо-
чая жидкость из полостей Б клапанов поступает в сливной трубо-
провод.
Из трубопровода 11 рабочая жидкость параллельно поступает
в блок 18 управления гидромоторами ВЛГ-400 и в силовые гидравли-
ческие цилиндры 19 механических тормозов гусениц комбайна. Сило-
вые гидравлические цилиндры 19 одностороннего действия. Рабочая
жидкость поступает только в штоковые полости, а в поршневых по-
лостях установлены пружины, усилиями которых происходит меха-
ническое торможение гусениц при отсутствии давления в штоковых
полостях.
В том случае, когда рабочая жидкость от гидроблока 1 поступает
в трубопровод 11, то из последнего она поступает в гидроблок 18
и в штоковые полости силовых гидроцилиндров 19.
Поступление рабочей жидкости под давлением в штоковые по-
лости гидроцилиндров 19 приводит к растормаживанию гусеничных
тележек. Механические тормоза предотвращают сползание комбайна
при проведении выработок с подъемом. Золотниками 20 и 21 произ-
водится распределение рабочей жидкости, поступающей из трубо-
провода 11 к гидромоторам ВЛГ-400.
В положении золотников 20 и 21, указанном на рис. Х.10, рабо-
чая жидкость, поступающая в полость В золотников по каналам,
204
подается на слив. При этом полость В золотника 20 соединяет ка-
налы (33) * и (34), а последний через полость Г синхронизатора 22
со сливом.
Полость В золотника 21 соединяет каналы (33) и (35), а послед-
ний через полость Д синхронизатора 22 соединен со сливом.
Золотники 20 и 21 имеют по три фиксированных положения
каждый.
Золотником 20 осуществляется подача рабочей жидкости в гид-
ромотор П. При смещении золотника 20 в крайнее правое положение
полость Е золотника соединяет каналы (33) и (36), рабочая жидкость
по каналу (36) поступает в гидромотор П, а из последнего по каналу
(37) через полость Ж, каналу (34), полость Г синхронизатора 22 —
АрвнПЖ
* В скобках приведена монтажная маркировка трубопроводов. На рис.
Х.10 и Х.11 эти цифры мельче позиций.
Рис. Х.10. Гидравлическая схема управления гусеницами комбайна ПК-8
205
К солот/гшодамр распределителю
Рис. Х.11. Гидравлическая схема управления силовыми гидроцилиндрами
комбайна ПК-8
206
на слив. Поступающая в гидромотор П рабочая жидкость приводит
его во вращение.
При установке золотника 20 в крайнее левое положение рабочая
жидкость поступает из канала (33) в полость Ж, которая соединяет
канал (33) с каналом (37). Канал (36) при этом полостью Е золотника
соединяется с каналом (34) и через полость Г синхронизатора 22 —
со сливом. Гидромотор П при этом вращается в сторону, обратную
той, когда золотник 20 находится в крайнем левом положении.
Золотник 21 по конструкции аналогичен золотнику 20. Он также
имеет три фиксированных положения для подачи рабочей жидкости
к гидромотору Л и имеет такие же камеры В, Е и Ж.
Если слив рабочей жидкости из камер золотника 20 осуществ-
ляется через камеру Г синхронизатора 22, то слив рабочей жидкости
из камер золотника 21 происходит через камеру Д синхронизатора.
При среднем нейтральном положении золотника синхронизатора 22
сопротивление камер Г и Д одинаковое, но при его смещении сопро-
тивление одной камеры увеличивается, а другой — уменьшается.
Увеличение сопротивления камер синхронизатора оказывает на ра-
боту гидромотора такое же действие, как включение на сливе дрос-
селей.
В связи с тем что подача рабочей жидкости к гидромотору Л
золотником 21 аналогична подаче рабочей жидкости золотником
20 к гидромотору П, читателю предлагается самостоятельно про-
следить движение рабочей жидкости.
К трубопроводу 11, подающему рабочую жидкость из гидроблока
1 к гидроблоку 18 и силовым гидроцилиндрам 19, подключен пере-
ливной клапан 23 с дросселем.
Дросселем переливного клапана 23 осуществляется бесступенча-
тое регулирование скорости вращения гидромоторов ВЛГ-400, так
как он включен параллельно в напорную магистраль, питающую
гидромоторы гусеничного хода комбайна.
В напорный трубопровод 11 может поступать рабочая жидкость
от пятизолотникового распределителя 9 (рис. Х.11). В этом случае
скорость движения гусеничных цепей комбайна будет максимальная.
Подача рабочей жидкости к силовым гидравлическим цилиндрам
комбайна осуществляется от секции I насоса через золотник 1 авто-
матического стабилизатора уклона, или сокращенно АСУ.
В напорный трубопровод золотника АСУ включены предохрани-
тельный клапан 2 и переливной золотник 3 с дросселем. Предохра-
нительный клапан 2 защищает секцию I насоса от перегрузок при
перекрытии золотником АСУ напорного трубопровода, а перелив-
ной золотник 3 с дросселем предназначен для регулирования подачи
рабочей жидкости к силовым гидравлическим цилиндрам и регули-
рования тем самым скорости движения их штоков. Подаваемая к зо-
лотнику АСУ рабочая жидкость поступает в полость по трубопроводу
(1) и по осевому каналу золотника поступает в полость, соединенную
каналом (2), а из него в гидравлический блок 4 силовых гидравличе-
ских цилиндров комбайна.
207
В гидравлическом блоке 4 установлены семь золотниковых рас-
пределителей 5, 12,13, 14,15,16 и 17 для коммутации (распределе-
ния) в необходимой последовательности рабочей жидкости между
силовыми гидравлическими цилиндрами, предохранительный клапан
18, демпфер-дроссель 22 и подключенный через него манометр 23
для замера давления рабочей жидкости.
При нейтральном положении золотника 1 (золотник АСУ) ра-
бочая жидкость, как было сказано, поступает в гидроблок 4 и при
нейтральном положении золотников гидроблока сливается в резер-
вуар.
Золотник АСУ вспомогательным приводом в зависимости от поло-
жения комбайна может перемещаться вправо или влево.
В зависимости от положения золотника АСУ рабочая жидкость
из напорного трубопровода секции I насоса может быть направлена
в штоковые или поршневые полости силовых гидравлических ци-
линдров 9, осуществляющих подъем или опускание рабочего органа
комбайна. Подача рабочей жидкости в эти силовые гидроцилиндры
осуществляется через гидравлический замок 10, но при этом порш-
невые полости подключены параллельно и через обратный клапан
с дросселем 77,'который ограничивает скорость опускания рабочего
органа комбайна.
Подача рабочей жидкости в поршневые полости силовых гидро-
цилиндров 9 осуществляется в том случае, когда золотник АСУ из
нейтрального положения будет перемещен сервоприводом влево.
При этом трубопровод (7) будет соединен с трубопроводом (6), а тру-
бопровод (5) штоковых полостей будет золотником 1 соединен с тру-
бопроводом (2), и через предохранительный клапан 18 гидроблока
4 рабочая жидкость сольется в резервуар.
Перемещение золотника 7 вправо обеспечивает соединение на-
порного трубопровода (7) с трубопроводом (5), и рабочая жидкость
через гидравлический замок 10 поступает в штоковые полости сило-
вых гидроцилиндров 9, а поршневые полости через трубопровод (6)
и осевое отверстие золотника 7 соединяются с трубопроводом (2).
Последний соединен с гидроблоком 4, через предохранительный кла-
пан которого происходит слив рабочей жидкости из поршневых по-
лостей в резервуар.
Золотник 5 гидроблока 4 предназначен для подачи рабочей жид-
кости через гидроблок 9 к силовым гидравлическим цилиндрам 6
кожухов бермовых фрез, силовым гидравлическим цилиндрам 7
переключения скоростей редуктора гусеничного хода, силовым
гидравлическим цилиндрам 8 подъема или опускания хвостовой
секции ленточного конвейера комбайна, а также золотниковый рас-
пределитель 9 служит для подачи рабочей жидкости от секции I
насоса в гидросистему гидромоторов гусеничного хода для ускорен-
ного (маневрового) передвижения комбайна.
Золотник 5 имеет два фиксированных положения, остальные
золотники, установленные в гидроблоке 4 после снятия с них управ-
ляющего усилия, возвращаются в нейтральное положение с помощью
208
пружин, помещенных в расточках гидроблока, т. е. золотники не
имеют фиксированных промежуточных положений.
При перемещении золотника 5 вправо происходит соединение
канала (2) с каналом (17), и рабочая жидкость поступает к пяти-
золотниковому гидроблоку 9. Перемещение золотника 5 влево обес-
печивает соединение канала (2) с каналом (18), при этом рабочая
жидкость подается в штоковые полости силовых гидроцилиндров
6, 7 и 8.
Золотник 12 обеспечивает подачу рабочей жидкости в силовые
гидравлические цилиндры 9 подъема и опускания рабочего органа
комбайна. При перемещении золотника 12 вправо рабочая жидкость
из канала (2) поступает в трубопровод (5) и через гидравлический
замок — в штоковые полости силовых гидроцилиндров 9. Переме-
щение золотника 12 влево приводит к соединению канала (2) с тру-
бопроводом (6) и подаче рабочей жидкости через гидравлический
замок 10 и обратный клапан-дроссель 11 в поршневые полости си-
ловых гидроцилиндров 9.
Золотником 13 подают рабочую жидкость к золотникам 14, 15,
16 и 17, с помощью которых производится управление двумя парами
силовых гидроцилиндров 19, а также к силовым гидроцилиндрам 20
распора комбайна в кровлю.
В том случае, когда рабочая жидкость подается золотником 13
к золотникам 14, 15, 16 и 17 силовых гидроцилиндров 19, обеспечи-
вающих разворот машины, одновременно с этим подается рабочая
жидкость через гидрозамок 21 в штоковые полости силовых гидро-
цилиндров 20, в результате чего происходит снятие распора комбайна
в кровлю выработки. При перемещении золотника 13 вправо со-
единяется полость (2) с полостью и трубопроводом (7); при этом
рабочая жидкость поступает параллельно через гидрозамок 21
в штоковые полости силовых гидроцилиндров 20 и в полости (7)
золотников 14, 15, 16 и 17. Полость и трубопровод (8) золотника 13
при этом соединяются со сливной полостью гидроблока 4. Переме-
щение золотника 13 влево обеспечивает соединение полости и трубо-
провода (7) со сливной полостью гидроблока 4, а также соединение
полости (2) с трубопроводом и полостью (8). При этом рабочая жид-
кость из полости (2) по трубопроводу (8) через гидравлический за-
мок 21 поступает в поршневые полости силовых гидроцилиндров 20.
После того как золотником 13 рабочая жидкость подана в по-
лость и трубопровод (7), можно золотниками 14, 15, 16 и 17 управ-
лять подачей рабочей жидкости к силовым гидроцилиндрам 19.
Движение рабочей жидкости при перемещении золотников 14, 15,
16 и 17 можно также проследить по рис. Х.11.
§ 3. Гидросистемы передвижника и гидравлических забойных
стоек
Гидропередвижчик ГП1Ум предназначается для передвижения
скребковых изгибающихся конвейеров СП-63 к забою по мере выемки
угля в лавах пологих пластов. Комплектуется гидропередвижчик
14 Заказ 336
209
на длину 150 м. Гидропередвижчик представляет собой систему
гидравлических силовых цилиндров (домкратов) двустороннего дей-
ствия, устанавливаемых на почве пласта.
Секции конвейера через 8100 мм соединяются с силовыми гид-
роцилиндрами, которые при подаче рабочей жидкости перемещают
забойный конвейер-
Условные иУазпаченая:
-----нампная магистраль
-----славная магистраль
Ъ
Рис. Х.12. Гидравлическая Схема гидропередвижчика
ГШУм
Питание силовых гидроцилиндров передвижника рабочей жид-
костью осуществляется от насосной станции по гибким резиновым
шлангам высокого давления. Насосная станция может устанавли-
ваться на штреке или в лаве.
Гидравлическая система гидропередвижчика (рис. Х.12, а) со-
стоит из насосной станции 1, силовых гидравлических цилиндров
(домкратов) 2 для передвижки приводной головки 4, силовых гидро-
210
цилиндров 3 для передвижки линейных секций, напорного магист-
рального трубопровода 5, сливного магистрального трубопровода 6,
кранов 7 управления силовыми гидроцилиндрами.
Рабочая жидкость насосной станцией подается в напорный тру-
бопровод 5, по которому она поступает к кранам 7. Управление
кранами ручное.
В насосной станции (рис. Х.12, б) установлены насос 1, электро-
двигатель 2, разгрузочно-предохранительный клапан 3, обратный 4
и подпорный клапаны, манометр 6, подключенный через запорный
кран 10, всасывающий 7 и заливочный 8 фильтры.
Из сливного магистрального трубопровода 12 рабочая жидкость
поступает в резервуар 9 через сливной фильтр 8.
Базой для установки оборудования насосной станции служит
резервуар 9 для рабочей жидкости, выполненный из листовой стали.
Емкость резервуара 150 л.
Насос НШ-32, приводимый во вращение электродвигателем
КОМ 32-4, засасывает рабочую жидкость через всасывающий фильтр
7 и подает ее через обратный клапан 4 в напорную магистраль 11.
Рабочая жидкость из напорной магистрали поступает к распре-
делительным кранам силовых гидроцилиндров передвижника.
В том случае, когда давление в напорной магистрали возрастает
сверх 70 кгс/см2, сработает разгрузочно-предохранительный кла-
пан 3 и рабочая жидкость, подаваемая насосом, будет через клапан
сливаться в резервуар.
В качестве разгрузочно-предохранительного используется серийно
изготовляемый клапан 1КР-20 пропускной способностью 70 л!мин.
В клапане, устанавливаемом в гидросистеме ГП1Ум, перекрыт цент-
ральный канал и заменена возвратная пружина более жесткой.
Клапан 1КР-20, установленный в гидропередвижчике, имеет зна-
чительно растянутый цикл срабатывания. Количество срабатываний
клапана при холостой работе насосной станции (нет расхода рабо-
чей жидкости в гидросистеме) намного меньше, в результате чего
срок его службы значительно выше.
Давление в напорной магистрали контролируют манометром 6,
который подключают на время замеров запорным краном 10.
Для получения подпора рабочей жидкости в сливной магистрали
12 установлен подпорный клапан. Рабочая жидкость из под-
порного клапана сливается в резервуар 9 через заливочно-сливной
сетчатый фильтр 8.
В качестве рабочей жидкости в гидросистеме передвижника ис-
пользуется минеральное масло индустриальное 20.
Для выравнивания давления внутри резервуара для рабочей
жидкости с атмосферным в корпусе резервуара установлена воз-
душная пробка, или как ее иногда называют сапун.
Для удобства транспортирования насосная станция установлена
на салазки из швеллеров.
Силовые гидроцилиндры для передвижки конвейера имеют внут-
ренний диаметр 90 л1Л4иход штока 700 мм. При давлении 70 кгс/см1
14*
211
усилие, создаваемое силовым гидроцилиндром, при прямом ходе
составляет 4440 кгс, при обратном ходе—3070 кгс.
Время выдвижки одного гидроцилиндра на 700 мм составляет
8 сек.
В комплект гидропередвижчика входят силовые гидроцилиндры
для подъема приводной головки передвигаемого скребкового кон-
вейера. Эти гидроцилиндры имеют внутренний диаметр 90 мм, ход
295 мм и развивают при давлении 70 кгс/см2 такие же усилия при
прямом и обратном ходе, как и гидроци-
напор______линдры передвижки линейных секций.
г а Соединение насосной станции с сило-
Рис. Х.13. Гидравлическая
схема гидродомкрата и его
гидрораспределителя гид-
ропередвижчика ГШУм
выми гидроцилиндрами осуществляется
резиновыми рукавами высокого давления
с внутренним диаметром 20 мм. Перед
монтажом рукава испытывают на герме-
тичность давлением 150 кгс!см2.
Силовой гидроцилиндр передвижника
имеет приваренное дно. Подача рабочей
жидкости в поршневую и штоковую по-
лости гидроцилиндра осуществляется
через шток.
Уплотнение поршня осуществляется
двумя манжетами и резиновым кольцом
из маслостойкой резиносмеси.
Схема подачи рабочей жидкости от на-
порной магистрали к силовому гидроци-
линдру показана на рис. Х.13.
От напорной магистрали рабочая
жидкость поступает к крану 7, который
может быть установлен в трех положе-
ниях. При установке крана в положе-
ние I (нейтральное) напорная и сливная магистрали отключены от
силового гидроцилиндра, а поршневая и штоковая полости за-
перты.
В том случае, когда кран 1 установлен в положение II, рабочая
жидкость из напорной магистрали поступает по каналу А в поршне-
вую полость силового гидроцилиндра 2, в результате чего происходят
выдвижение штока и передвижка соединенной со штоком секции
скребкового конвейера.
Штоковая полость силового гидроцилиндра при этом краном 1
соединяется каналом Б со сливной магистралью. При установке
крана 1 в положение III напорная магистраль соединяется с кана-
лом Б и рабочая жидкость поступает в штоковую полость гидроци-
линдра. В этом случае происходит подтягивание гидроцилиндра 2
к скребковому конвейеру.
Для передвижения секции скребкового конвейера необходимо,
чтобы во время выдвижения штока силовой гидроцилиндр был не-
подвижен.
212
Опирается силовой гидроцилиндр при передвижке секций кон-
вейера на опору 3. При передвижке конвейера опора раскрепляется
при помощи стойки (деревянной или металлической) и от нее оттал-
кивается гидроцилиндр. После передвижки конвейера стойка, за-
крепляющая опору 3, убирается.
Опора 3 соединена с цилиндром кольцом, входящим в проушины
опоры и отверстие в крышке гидроцилиндра.
Гидравлическая стойка ГС-3 применяется для крепления выра-
ботанного пространства на пологих пластах мощностью от 1,7 до
2,47 м при любой системе разработки с механизированным способом
выемки.
При установке стойки с помощью двухступенчатого поршневого
насоса, приводимого мускульным усилием рабочего, рабочая жид-
кость перекачивается из корпуса стойки в цилиндр, в результате
чего стойка раздвигается на необходимую высоту, распираясь между
кровлей и почвой. В дальнейшем при опускании пород кровли дав-
ление в цилиндре стойки возрастает до величины, на которую отре-
гулирован предохранительный клапан. Когда давление в цилиндре
стойки превысит давление настройки клапана, последний приподни-
мается, и из цилиндра часть рабочей жидкости сливается в корпус—
осуществляется податливость стойки. Если необходимо освободить
стойку от горного давления, ее разгружают с помощью специального
разгрузочного устройства, обеспечивающего свободное перетекание
рабочей жидкости из цилиндра стойки в корпус, в результате чего
выдвижная часть стойки опустится.
Стойка (рис. X- 14) состоит из рабочего цилиндра 1, выдвижной
части 2, механизма насоса 5, предохранительно-разгрузочного кла-
пана 4, воздухоперепускной трубки, или сапуна 5, фильтра б, смен-
ной насадки 7, накидной втулки 8 и съемной рукоятки 9. В качестве
рабочей жидкости используется масло индустриальное 20 или ин-
дустриальное 30.
В стойке смонтирован двухступенчатый одноцилиндровый насос
поршневого типа специальной конструкции, который перекачивает
рабочую жидкость из корпуса стойки в гидроцилиндр при разд-
вижке и начальном распоре стойки-
Работа насоса происходит следующим образом (рис. Х.15) При
повороте в верхнее крайнее положение съемной рукоятки, установ-
ленной на квадратном конце кривошипа 1, происходит поворот пальца
кривошипа, а связанный с ним шарнирно сухарь 2 движется в гори-
зонтальном пазу ползушки 3 и перемещает плунжер 4 насоса вверх,
при этом за счет разрежения, возникающего под поршнем 5, происхо-
дит всасывание рабочей жидкости в цилиндр насоса, т. е. масло из
полости А выдвижной части через открытый шариковый клапан 6
перетекает в полость Б цилиндра насоса (положение I).
При повороте рукоятки в обратном направлении плунжер насоса
движется вниз (положение II на рис. Х.15), шариковый клапан 6
при этом закрывается, а рабочая жидкость из полости Б цилиндра
насоса под некоторым давлением, открывая шариковый клапан 7,
213
поступает в полость Г стойки и поднимает выдвижную часть, т. е.
происходит раздвижка стойки. При двойном ходе рукоятки на 100°
выдвижная часть поднимается на 22—25 мм.
Рис. Х.14. Гидравлическая стойка
После того как стойка раздвинута на необходимую высоту, т. е.
верхняя головка ее уперлась в верхняк или кровлю, этим же насосом
создается начальный распор стойки.
При перемещении рукоятки в верхнее положение (положение III)
плунжер 4 насоса движется вверх — происходит всасывание рабо-
214
Рис. Х.15. Схема работы насоса гидравлической стойки
чей жидкости в цилиндр насоса таким же образом, как и при раз-
движке.
Поворотом рукоятки в обратном направлении (положение IV)
поршень насоса перемещается вниз и встречает сопротивление жид-
кости, находящейся в полости Б цилиндра насоса. В момент, когда
это сопротивление станет большим, чем усилие пружины 8, последняя
начнет сжиматься, а поршень 5 низкого давления в это время при-
жмется рабочей жидкостью к буртику выдвижной части трубы.
Поршень 5 с установленным на его конце пружинной шайбой .9
и гайкой 10, преодолевая усилие пружины 8, входит в полость Б
цилиндра насоса, вытесняет жидкость через шариковый клапан 7
в полость Г стойки, создавая в ней давление и поднимая выдвижную
часть.
Давление жидкости через поршень стойки передается на корпус
выдвижной части, распирая стойку с некоторым усилием между поч-
вой и кровлей. *
Податливость стойки происходит при повышении давления и
срабатывании предохранительного клапана, конструкция которого
была рассмотрена выше.
Для извлечения стойки необходимо опустить выдвижную часть,
что производится открытием разгрузочного клапана.
§ 4. Гидросистемы механизированных крепей
В нашей стране созданы очистные механизированные комплексы,
обеспечивающие механизацию основных производственных процес-
сов при добыче угля в длинных очистных забоях.
Механизированные очистные комплексы обеспечивают механи-
зацию отбойки и навалки угля, транспортирование отбитого угля
вдоль лавы до конвейерного штрека, крепление и управление кров-
лей, передвижку конвейера.
Для механизации указанных производственных процессов в ком-
плексе имеются очистной узкозахватный комбайн, скребковый из-
гибающийся передвижной конвейер и механизированная гидрофи-
цированная крепь. Гидропривод комбайнов и конвейеров рассмотрен
в настоящей книге в специальных разделах. Здесь остановимся на
гидравлическом приводе механизированной крепи ОМКТМ.
Механизированная крепь комплексов ОМКТМ выпускается для
вынимаемой МОЩНОСТИ пластов ОТ 1,8 ДО 3 М. Крепь состоит из двух
насосных станций, линейных и концевых секций и гидрооборудо-
вания линейных и концевых секций.
Линейная секция крепи ОМКТМ (рис. X.16) состоит из основа-
ния!, перекрытия 2, связанного с перекрытием козырька#, траверсы!,
рычагов 5, гидравлической стойки 6, силового гидравлического
цилиндра передвижения 7, гидравлического распределителя 8.
С каждой линейной секцией монтируется линейная секция скреб-
216
нового конвейера, а с концевыми секциями крепи монтируются соот-
ветствующие секции скребкового конвейера.
Линейная секция скребкового конвейера, монтируемая с линей-
ной секцией крепи, состоит из рамы 9, вкладного рештака 10, лыжи
11, кожуха 12 и съемного борта 13.
Насосная станция (рис. Х.17) состоит из насосной группы! 1,
щитка 2, предохранительного клапана 3, резервуара 4 для рабочей
жидкости, тележки 5, насоса 6 для подпитки, распределителя 7,
электрического двигателя 8, автоматического выключателя 9 и
цепи 10- Насосная станция питает рабочей жидкостью (эмульсией)
Рис. Х.16. Линейная секция крепи ОМКТМ
гидросистему крепи. В насосной станции установлен подпиточный
центробежный насос 1*/2 К-6 и два основных горизонтально-плун-
жерных насоса ГБ-351.
Насосная станция подает рабочую жидкость в напорную маги-
страль гидросистемы крепи, обеспечивая работу гидрооборудования
секций. Если нет расхода рабочей жидкости в гидросистеме, то для
устранения перегрузок насосов необходимо подаваемую насосами
рабочую жидкость сливать в резервуар, поддерживая при этом оп-
ределенное давление в напорном трубопроводе лавы. Этот процесс
в гидросистеме крепи производится автоматически при помощи ав-
томатического выключателя.
Автоматический выключатель (рис. Х.18) смонтирован в корпусе,
в котором установлены выключатель и обратный клапан. Выклю-
чатель состоит из седла 13, плунжера 7, втулки 10 с манжетами 15
и уплотнительным кольцом 12, пружины 5 с проставками и стакана 6
с регулировочным винтом 8 и стопорной гайкой 9. Обратный клапан
состоит из собственно клапана 4, пружины, седла 14, с обеих сто-
217
Рис. Х.17. Насосная станция крепи ОМКТМ
рон которого установлены фибровые прокладки, поджатые штуцером.
В штуцере установлен воздухоспускной шариковый клапан. Рабо-
чая жидкость из клапанной системы основных насосов насосной стан-
ции поступает по каналам
1 и 2 и через открытый об-
ратный клапан 4 в канал 3,
а затем в напорную маги-
страль лавы.
Параллельно рабочая
жидкость поступает по ка-
налам 11 в четыре полости
А, Г и Б, В плунжера 7.
В том случае, когда давле-
ние в напорной магистрали
лавы повысится, а это про-
изойдет, если гидрообору-
дование крепи не расхо-
дует рабочую жидкость,
повысится давление в ка-
нале 11 и в камерах А, Г и
Б, В плунжера 7, плунжер
7 станет подниматься, сжи-
мая пружину 5.
Поднятие плунжера 7
вверх соединит полость 5,
а через нее и канал со
сливом. Обратный клапан4
при этом закроется. Когда
давление в напорном тру-
бопроводе упадет, а это
произойдет в том случае,
если начнется передвижка
секции, конвейера или из-
за утечек рабочей жид-
кости, обратный клапан 4
давлением рабочей жид-
кости, находящейся в ка-
налах 1 и 2, откроется и
соединит напорную маги-
страль лавы с насосной
станцией.
При понижении давле-
ния в напорной магист-
Рис. Х.18. Автоматический выключатель на-
сосной станции крепи ОМКТМ
ради, давление понизится и в полости Г, а это приведет к тому,
что давление пружины 5 на плунжер 7 окажется больше, нежели
давление на него рабочей жидкости, в результате чего плунжер 7
закроет сливное отверстие. Гидравлическая схема механизирован-
ной крепи ОМКТМ показана на рис. Х.19„
219
Рабочая жидкость из резервуара Р подпиточным насосом Нп,
приводимым во вращение электродвигателем Д1, через распредели-
тельную аппаратуру Злг и Зл2 подается к основным насосам Н1 и
Н2. Основные насосы приводятся во вращение асинхрон ными электро-
двигателями Д2 и Д3. Из основных насосов рабочая жидкость по-
ступает через распределитель Зл3 в напорную магистраль Н, к ко-
торой подключен автоматический выключатель АВ.
н
Рис. Х.19. Гидравлическая схема крепи ОМКТМ
Поступившая в напорную магистраль Н рабочая жидкость по
соединительному трубопроводу подается к гидравлическому обору-
дованию линейной секции крепи. Прежде чем поступить к золотни-
кам гидравлического распределителя, рабочая жидкость проходит
через отсекатель От, а от него к золотниковому распределителю
13л, который может быть установлен в четырех положениях. В по-
ложении 1 рабочая жидкость от золотникового распределителя 13л,
через обратный клапан Ок, подается в поршневую полость гидрав-
лической стойки ГС секции, в результате чего происходит раздвижка
стойки. Штоковая полость этой гидравлической стойки золотником
золотникового распределителя 13л соединяется со сливной маги-
стралью С и рабочая жидкость из штоковой полости стойки вытес-
няется в сливную магистраль. При положении Ззолотника гидравли-
ческого распределителя 13л напорная магистраль запирается, а гид-
рооборудование секции соединяется со сливной магистралью С. Это
220
рабочее положение, при котором стойка ГС поддерживает перекры-
тие и передает усилия горного давления от перекрытия основанию.
При таком положении в поршневой полости стойки давление зави-
сит от величины горного давления. В том случае, когда давление
в поршневой полости стойки превысит 400 кгс/см2, срабатывает пре-
дохранительный клапан Пк и рабочая жидкость из поршневой по-
лости стойки ГС через золотниковый распределитель 13л поступит
в сливную магистраль С.
В положении 3 золотника золотникового распределителя 13л
рабочая жидкость из напорной магистрали поступает к золотниковому
распределителю 23л. Этим распределителем осуществляют подачу
рабочей жидкости к силовому гидравлическому цилиндру (гидро-
домкрату Д), осуществляющему передвижение секции или скребко-
вого конвейера. Золотник этого распределителя может занимать три
положения.
В положении 1 золотника золотникового распределителя 23л
рабочая жидкость из напорной магистрали поступает в штоковую
полость домкрата Д, в результате чего происходит втягивание
штока-
При положении 2 золотника (нейтральном) золотникового рас-
пределителя 23л поршневая и штоковая полости домкрата Д заперты.
В положении 3 золотникового распределителя 23л рабочая жид-
кость поступает в поршневую полость домкрата Д, в результате
чего происходит выдвижение штока.
В положении 4 золотника золотникового распределителя 13л
рабочая жидкость из напорного трубопровода Н поступает в што-
ковую полость гидравлической стойки ГС секции. При этом про-
исходит принудительное опускание верхнего перекрытия секции.
G поступлением в штоковую полость рабочая жидкость попадает
в обратный клапан Ок, открывает его, обеспечивая выпуск рабочей
жидкости из поршневой полости в сливную магистраль. Сливающаяся
из гидрооборудования секций рабочая жидкость по сливному тру-
бопроводу С поступает в резервуар Р насосной станции. Упорная
УС стойка и домкрат Д подключаются к гидросистеме через гидрав-
лический распределитель ГР и блок натяжной секции БНС.
Механизированный комплекс КМ-87Д предназначен для механи-
зации очистных работ в лавах пологих пластов при вынимаемой
мощности от 1,1 до 1,9 м. Комплекс состоит из выемочного узко-
захватного комбайна 2К-52 или БК-52, механизированной гидро-
фицированной секционной крепи М-87Д, скребкового изгибающегося
конвейера СПМ87Б.
Секция крепи М-87Д, показанная на рис. Х.20, состоит из ос-
нования 1, передней 2 и задней 3 гидравлических стоек, верхнего
перекрытия 4 с рессорами 5, верхнего^!? и нижнего 12 ограждений,
боковых рессор 7, буферов 8 и 9, гидравлического блока 10 управ-
ления секцией, гидравлического цилиндра*!./ передвижения.
Гидравлическое оборудование крепи (рис. Х.21) комплекса
КМ-87Д состоит из двух насосных станций СНУ1мк, установленных
221
JO! О
гцп
Рис. Х.21. Схема крепи М87Д:
а — установка в лаве; б — гидравлическая схема секции
на штреке, пульта управления, автомата подпитки, устанавлива-
емого на приводной головке конвейера или на тележке блока филь-
тров, двух трубопроводов, проложенных в лаве, и гидрооборудования
секций крепи.
Насосные станции крепи подают под давлением рабочую жид-
кость через пульт управления в трубопровод, проложенный в лаве.
Постоянно работает одна насосная станция, а другая в это время
в резерве. Одновременно включаются в работу обе насосные станции
при фронтальной передвижке конвейера по всей длине лавы.
В лаве проложены два трубопровода, один из них напорный,
в который рабочая жидкость поступает от насосной станции под
давлением, а другой трубопровод сливной, по которому рабочая жид-
кость сливается в насосную станцию. К напорному и сливному трубо-
проводам подсоединено гидрооборудование секций крепи. К трубо-
проводам, проложенным в лаве, через 50 м подсоединяют реле
давления, устанавливаемые в направляющих балках секций крепи.
Напорный и сливной трубопроводы собирают из металлических труб
и высоконапорных резиновых шлангов.
Насосные станции. В механизированной крепи КМ-87Д исполь-
зуют унифицированные насосные станции СНУ1мк, которые обес-
печивают рабочей жидкостью под давлением гидрооборудование
секций.
В насосной станции (рис. Х.22) установлены шестеренчатый под-
питочный насос Ш100 и два основных поршневых насоса Н403.
Резервуар для рабочей жидкости насосной станции имеет воздуш-
ный фильтр 2 и заливную пробку с двумя фильтрами 3, установлен-
ными на сливной магистрали. В связи с тем, что насосы Н403 не
самовсасывающие, для их нормальной работы необходим подпор ра-
бочей жидкости на всасе.
Подпор рабочей жидкости на всасе^насосов Н403 осуществляется
шестеренчатым подпиточным насосом 4, который засасывает рабо-
чую жидкость из резервуара 1 насосной станции по всасывающему
трубопроводу 5 и подает в блок 6 фильтров. В блоке установлены
два фильтра тонкой очистки и фильтр нормальной очистки, а также
предохранительный клапан S, защищающий фильтры от разрывов
при засорении фильтрующих элементов, манометры 7 для замера
давления в подающей и отводящей магистралях блока фильтров.
Кроме того, в насосной станции установлено реле давления РКД,
отключающее электродвигатели насосов при повышении давления
в напорной магистрали шестеренчатого насоса или подающее сиг-
налы на контрольную лампу. Повышение давления может происхо-
дить в результате загрязнения фильтров и уменьшения их пропуск-
ной способности.
Из блока фильтров рабочая жидкость поступает к насосам
Н403 или на слив в резервуар. Учитывая, что производительность
подпиточного насоса, равная 100 л!мин, больше, чем суммарная
производительность двух насосов^Н403, равная 70 л!мин, в подпи-
точной магистрали установлен подпорный клапан 9, через который
223'
—— Магистраль Высокого давления
------- Магистрам подпитки
-------Сливная магистраль
-------вспомогательная магистраль для заливки
Рис. Х.22. СхемаТнасосной станции
30 л/мин рабочей жидкости сливается в резервуар. Рабочая жид-
кость поступает к насосам Н403 через краны 10, которые исполь-
зуются для отключения неисправного насоса во время его замены.
От насосов Н403 рабочая жидкость под давлением по четырем
магистралям поступает в блоки разгрузки, в которых смонтированы
два автомата разгрузки 11, два предохранительных клапана 12 и два
манометра 13.
Блок разгрузки при достижении любого заданного давления в на-
порной магистрали автоматически переключает насосы на подачу
рабочей жидкости в резервуар 1.
Насосная станция может работать с включенными предохрани-
тельными клапанами 12 или без них. Подключение предохранитель-
ных клапанов к блоку разгрузки осуществляется соответствующей
установкой кранов 14. Без предохранительных клапанов рекомен-
дуется работать при малых утечках рабочей жидкости в гидроси-
стеме крепи.
Рабочая жидкость от секций насосов поступает в блок разгрузки
через штуцера 15 и 16. В том случае, когда в гидросистеме давление
меньше того, на которое настроен блок разгрузки, рабочая жидкость
открыв обратный клапан 17, поступает в напорный трубопровод
лавы. Одновременно с поступлением в напорный трубопровод лавы
рабочая жидкость поступает по каналам блока к шариковому предо-
хранительному клапану 12-
От штуцера 15 рабочая жидкость через обратный клапан 18
также поступает в напорную магистраль.
Когда в напорной магистрали давление будет выше того, на ко-
торое настроен автомат разгрузки, клапан 19 откроется и рабочая
жидкость будет сливаться в резервуар. Предохранительный клапан
12 настраивают на давление срабатывания выше на 10—15 кгс/см2,
чем клапан 19, и при работе сначала срабатывает клапан 19, а после
этого предохранительный клапан 12-
При повышении давления в гидросистеме первоначально сраба-
тывает клапан 20, в результате чего рабочая жидкость, поступающая
к штуцеру 15 от секции насоса, сливается в резервуар.
Унифицированная насосная станция оснащена поплавковым
реле РКУ, предотвращающим работу насосов при недопустимом
падении уровня рабочей жидкости в резервуаре 1.
При понижении уровня рабочей жидкости в резервуаре с помощью
реле РКУ выключаются электродвигатели приводов насосов.
Шестеренчатый насос 4 работает от электродвигателя 21, а порш-
невые — от электродвигателей 22 и 23. Пополнение рабочей жид-
костью гидросистемы крепи может осуществляться из дополнитель-
ного резервуара 24. Для этой цели используется шестеренчатый на-
сос 4. В этом случае всас из резервуара 1 отключается и подключается
вспомогательный всас. Подключение вспомогательного всаса
производится краном 25- Для увеличения скорости фронтальной
передвижки конвейера комплекса КМ-87 пультом управления
включают вторую насосную станцию комплекса.
15 Заказ 336
225
Пульт управления (рис. Х.23) служит для включения магистраль-
ных трубопроводов на режим работы «Выдвижение крепи», «Выдви-
жение конвейера», и «Нейтраль». От насосной станции к пульту
управления проложено два трубопровода «Давление» и «Слив».
От пульта управления в лаву проложено два трубопровода 7\
и Т 2. В корпусе пульта управления установлены трехпозиционный
золотник, два предохранительных клапана. В положении золотника
Рис. Х.23. Схема пульта управления гидросистемой крепи М87Д
«Выдвижение крепи» трубопровод «Давление» соединен с магистраль-
ным трубопроводом Та, а трубопровод «Слив» — с магистральным
трубопроводом Tv
При фронтальной выдвижке конвейера рукоятку пульта управ-
ления устанавливают в положение «Выдвижка конвейера». При по-
ложении рукоятки пульта управления «Нейтральное» в трубопро-
воде Т2 падает давление ниже 50 кгс/см3, в результате чего срабаты-
вает реле давления РКД и электродвигатели насосов отключаются
от сети. На пульте управления установлены манометры для конт-
роля за давлением в магистральных трубопроводах и на сливе.
Гидравлическое оборудование секции крепи состоит из двух гидрав-
лических стоек С\ и С2 (см. рис. Х.21, б), гидравлического блока
стоек, гидравлического цилиндра передвижки Г ЦП, секционного
гидравлического распределителя Р.
Гидравлическое оборудование секции крепи присоединяется
к магистральным трубопроводам и Т2. Рабочая жидкость из ма-
226
гастрального трубопровода Тъ поступает через фильтр Ф к золотнику
распределителя Р. В секционном распределителе установлен пло-
ский золотник. Как видно из схемы, приведенной на рис. Х.21, б,
трубопроводами 1, 2, 3, 4, 5, 6 и 7 гидравлический распредели-
тель соединен с гидрооборудованием. Трубопроводы 1 и 2 соеди-
няют соответственно поршневые полости гидравлических стоек Сх и
С2 с распределителем. Трубопроводами 4 и 5 соединяются штоковые
полости соответственно гидравлических стоек Сх и С2 с гидравличе-
ским распределителем Р. Трубопроводами 3 и 6 производится соеди-
нение соответственно штоковой и поршневой полостей гидроцилин-
дра передвижки с распределителем Р. Плоским золотником распре-
делителя Р можно осуществить следующее:
принудительно опустить стойки (обе одновременно или отдельно
каждую), подав рабочую жидкость в штоковые полости;
распереть гидравлические стойки (одновременно обе или от-
дельно каждую), подав рабочую жидкость в поршневые полости;
передвинуть секцию крепи, подав рабочую жидкость в штоковую
полость силового гидроцилиндра передвижения;
передвинуть часть става скребкового конвейера, подав рабочую
жидкость в поршневую полость гидравлического цилиндра передви-
жения.
Все указанные операции производят поворотом рукоятки пло-
ского золотника, установленного в гидравлическом блоке секции
крепи-
Комплекс КМ-81 предназначен для механизации основных про-
изводственных процессов при выемке угля из пологих пластов с уг-
лом падения до 15° и мощностью пласта 2—3,2 м. В состав
комплекса входят узкозахватный выемочный комбайн К-58м, изгиба-
ющийся скребковый конвейер СП-63, механизированная гидрофи-
цированная самоходная крепь 2М-81к и перегружатель.
Механизированная гидрофицированная крепь 2М-81к относится
к поддерживающе-оградительному типу. Крепь состоит из отдель-
ных секций I и II типов. Характерной особенностью крепи является
связь верхняков, осуществляемая шпунтовым соединением. Распо-
ложение всех элементов крепи у кровли улучшает состояние кровли,
позволяет производить передвижку секций с подпором кровли и об-
легчает условия управления крепью и ее эксплуатацию. Крепь не
имеет кинематической связи с другими элементами комплекса.
Каждая секция крепи состоит из верхняка, раздвижного ограж-
дения, двух шарнирно подвешенных гидравлических стоек и сило-
вого гидроцилиндра передвижки, расположенного у кровли между
верхняками.
Силовой гидроцилиндр передвижки задней крышкой крепится
к кронштейну с завальной стороны верхняка секции II типа, а шток—
к кронштейну верхняка секции I типа с забойной стороны. При
установке в лаве секции I типа чередуются с секциями II типа-
Шпунтовое соединение верхняков позволяет им перемещаться
одному относительно другого ограничено в вертикальной плоскости
15*
227
и под углом. Каждый верхняк крепи шарнирно соединен с двумя
стойками, которые подвешены к нему.
Секция крепи М-81, показанная на рис. Х.24, состоит из верх-
няка 1, раздвижного ограждения 2, двух гидравлических стоек 3
и 4, гидравлического патрона 5, шарнирного козырька 6, силового
гидроцилиндра 7 передвижки конвейера, гидравлических распреде-
лителей 8 и 9, гибких резиновых шлангов 10 для подвода рабочей
Рис. Х.24. Секция крепи М-81
ггю-зш
жидкости. Гидравлические стойки подвешиваются к верхняку сек-
ции крепи шарнирно. На почву выработки стойки опираются литыми
пятами 11 и 12. Соединение стоек и пят шарнирное, обеспечивающее
лучшую приспосабливаемость к неровностям почвы горной выра-
б о тки-
Ограждение 2 выполнено раздвижным для лучшей приспосабли-
ваемое! и крепи к колебаниям вынимаемой мощности.
Ограждение подвешено к коромыслу задней консоли верхняка.
Гидравлическое оборудование механизированной крепи М-81 со-
стоит из двух насосных станций, напорного и сливного трубопрово-
дов, смонтированных в лаве, к которым подсоединяют гидрообору-
дование секций.
Гидравлическая схема секции крепи приведена на рис. Х.25.
Передняя (к забою) гидравлическая стойка ГСг питается рабочей
228
жидкостью от золотникового распределителя ЗРг, золотник кото-
рого может занимать четыре фиксированных положения.
При положении: I золотника рабочая жидкость из напорного тру-
бопровода поступает в трубопровод 7, открывает обратный клапан
ОКХ, отжимая плунжер ПлОЬ\ обратного клапана вправо и по тру-
бопроводу 10 поступает в поршневую полость передней стойки ГС^
производя ее распор.
Параллельно трубопроводу 10 рабочая жидкость поступает в тру-
бопровод 4, а из него в поршневую полость гидропатрона ГП, кото-
рый прижимает шарнир-
ный козырек верхняка
крепи к кровле пласта.
Рабочая жидкость из што-
ковой полости гидропат-
рона по трубопроводу 3
через золотниковый ра-
спределитель 3Pj идет на
слив.
При распоре передней
стойки рабочая жидкость
из штоковой полости пе-
редней гидростойки Ft г
по трубопроводу 11 посту-
пает в золотниковый ра-
спределитель ЗРЪ а из по-
следнего в сливной трубо-
провод.
Таким образом, при по-
ложении 1 золотника про-
исходит распор передней
гидравлической стойки FCt
между кровлей и почвой
пласта.
При положении II зо- рис> у.25. Гидравлическая схема секции
лотника золотникового ра- крепи М-81
определителя ЗРХ трубо-
проводы 7, 2 и 3 соединены со сливной магистралью, а напорный
трубопровод, идущий от магистрали лавы, заперт.
Это — рабочее положение, при котором гидравлическая стойка ГСг
поддерживает породы кровли, когда величина давления в поршневой
полости стойки превышает величину настройки предохранительного
клапана ПК^ последний срабатывает и рабочая жидкость через
полость обратного клапана ОКг и трубопровод 1 идет на слив.
В положении III золотника золотникового распределителя ЗРг
рабочая жидкость из напорного лавного трубопровода поступает
в трубопровод 2, трубопровод 11 и в штоковую полость гидравличе-
ской стойки ГСГ. Из трубопровода 4 рабочая жидкость поступает
в плунжерную полость обратного клапана ОК^ плунжер которого
229
перемещается влево (в результате подачи рабочей жидкости под дав-
лением в трубопровод 2) и своим хвостовиком открывает обратный
клапан ОКХ. Через открытый обратный клапан рабочая жидкость
из поршневой полости стойки ГСг и поршневой полости гидропа-
трона ГП по трубопроводу 1 поступает на слив.
Это положение золотника золотникового распределителя 3Pi
обеспечивает поднятие (разгрузку) стойки с одновременной разгруз-
кой козырька.
В положении IV золотника золотникового распределителя 3Pi
происходит опускание козырька крепи при втягивании штока гидро-
иатрона. Рабочая жидкость при этом из напорного трубопровода
поступает в трубопровод 3, а из него — в штоковую полость гидро-
патрона. Управление задней гидравлической стойкой ГС2 осуществ-
ляется золотниковым распределителем ЗР2, золотник которого мо-
жет устанавливаться в трех фиксированных положениях.
В положении I золотника рабочая жидкость из напорного трубо-
провода лавы поступает в трубопровод 6, а из него в обратный кла-
пан ОК2, открывает обратный клапан и по трубопроводу 7 поступает
в поршневую полость стойки, производя ее распор между почвой
и кровлей выработки. Рабочая жидкость из штоковой полости по
трубопроводу 5 поступает в сливную магистраль.
При положении II золотника золотникового распределителя ЗР2
трубопроводы 5 и 6 соединены со сливом. В этом положении стойка
ГС2 поддерживает опускающиеся породы кровли с определенным
усилием, величина которого ограничивается настройкой предохра-
нительного клапана ПК2. При срабатывании предохранитель-
ного клапана ПК2 рабочая жидкость сливается в сливную магис-
траль лавы по трубопроводу 6, соединенному со сливной магист-
ралью.
В положении III золотникового распределителя ЗР2 рабочая жид-
кость из напорного трубопровода поступает в трубопровод 5, а из
него — в штоковую полость стойки ГС2. Происходит втягивание
штока и стойка свободно повисает на верхняке секции крепи. Из
поршневой полости рабочая жидкость под давлением поступает на
слив по трубопроводу 7, через открытый обратный клапан ОК2
и трубопровод 6. Открытие обратного клапана ОК2 производится
хвостовиком плунжера, который перемещается влево давлением
рабочей жидкости, поступающей из трубопровода 5. Управление
гидродомкратом ГДКр передвижения крепи осуществляется золот-
никовым распределителем ЗРй, золотник которого может устанав-
ливаться в трех фиксированных положениях.
Золотниковый распределитель ЗРй укрепляется на корпусе пе-
редней стойки ГСХ.
Положение I золотника золотникового распределителя ЗР2 ра-
бочая жидкость из напорного трубопровода поступает в трубопро-
вод 8, а из него в гидравлический замок ГЗ и далее в поршневую
полость гидродомкрата ГДКр. Происходит выдвижение штока и пе-
ремещение секции крепи. Рабочая жидкость из штоковой полости
230
при этом поступает на слив через открытый обратный клапан гидро-
замка ГЗ и трубопровод 9.
При положении II золотника золотникового распределителя ЗР3
трубопроводы, соединяющие напорную и сливную магистрали, зо-
лотником золотникового распределителя ЗР3, заперты.
В положении III золотника золотникового распределителя ЗР3
рабочая жидкость из напорного трубопровода поступает в трубопро-
вод 9, а из него через гидрозамок — в штоковую полость гидродом-
крата ГДКр, в результате чего происходит втягивание штока и пе-
ремещение секции крепи.
Рабочая жидкость из поршневой полости при этом сливается
через открытый обратный клапан гидрозамка ГЗ по трубопроводу 8,
который золотником соединен со сливной магистралью. Передвижку
скребкового конвейера комплекса осуществляют гидродомкратом
ГДЕ, которым управляют золотниковым распределителем ЗР4. Зо-
лотник золотникового распределителя ЗР4 устанавливается в трех
фиксированных положениях.
В положении I золотника рабочая жидкость из напорного тру-
бопровода поступает в штоковую полость, происходит втягивание
штока. Из поршневой полости рабочая жидкость поступает на слив.
В положении II напорная магистраль заперта, а поршневая
и штоковая полости гидродомкрата соединены со сливом. При по-
ложении III золотника распределителя ЗР4 рабочая жидкость из
напорного трубопровода поступает в поршневую полость гидродом-
крата, в результате чего происходит выдвижение штока. Из штоко-
вой полости рабочая жидкость при этом поступает на слив.
Распределительная аппаратура гидросистемы крепи М-81 к имеет
плоские золотниковые распределители. Питание гидросистемы крепи
рабочей жидкостью осуществляется насосной станцией СНУ1мк.
В последнее время в унифицированных насосных станциях
СНУ1мк устанавливают насосы В-HP для работы на эмульсиях.
ГЛАВА XI
ГОРНЫЕ МАШИНЫ 'С ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМИ ПЕРЕДАЧАМИ
В горном машиностроении гидродинамические передачи в виде
предохранительных турбомуфт нашли самое широкое применение.
На шахтах и разрезах работает более 15 тысяч горных машин
с турбомуфтами.
Наибольшее распространение турбомуфты получили в приводе
скребковых конвейеров. В^настоящее время заводы угольного ма-
шиностроения выпускают многоприводные конвейеры только с тур-
бомуфт.
Йривод с турбомуфтами позволил существенно повысить срок
службы горного оборудования и создать мощные многоприводные
системы, полностью удовлетворяющие условиям горного произ-
водства.
Ниже приведены некоторые, наиболее типичные примеры при-
менения предохранительных турбомуфт на различных горных
машинах.
Ленточный конвейер КРУ-350 предназначен для транспорти-
рования угля и породы по наклонным стволам и капитальным
уклонам с большим грузопотоком.
В приводе конвейера между электродвигателями и редукторами
с передаточным числом i — 39,8 установлены турбомуфты предохра-
нительного типа. Схема приводной станции конвейера приведена
на рис. XL1.
Приводная станция конвейера состоит из трех приводных электро-
двигателей 1 КО52-4к или КОФ52-4, соединенных с турбомуфтами 2
типа Т-90. Турбинные валы турбомуфт через соединительные муфты
приводят во вращение редукторы 3. Поскольку мощность между
приводными барабанами 4 конвейера распределяется в отношении
2:1, первый барабан приводится от двух электродвигателей, а вто-
рой — от одного. Для исключения обратного движения конвейера
при выключении приводных электродвигателей на быстроходных ва-
лах редукторов установлены ленточные тормоза 5, растормаживание
которых производится электромагнитами.
Принятая схема приводной станции обеспечивает полную взаимо-
заменяемость отдельных приводов барабанов, возможность компо-
232
новки конвейера на различную длину с одним, двумя или тремя дви-
гателями, уменьшение габаритов и веса отдельных узлов привода.
Турбомуфта Т-90 (рис. XI.2), установленная в приводе конвейера,
имеет активный диаметр 500 мм, передает мощность 90 кет при
1450 об!мин и к. п. д. 0,95. Отношение пускового момента к номи-
нальному 1,6, максимального к номинальному — 2,0.
Турбомуфта Т-90 построена по несколько другой схеме, чем предо-
хранительные турбомуфты, рассмотренные в главе VIII. Насос-
ное колесо турбомуфты 5 (см. рис. XI.2) жестко закреплено на валу
электродвигателя 7. Турбинное колесо 4 связано с выходным валом 1,
Рис. XI.1. Схема приводной секции конвейера КРУ-350
который через соединительную муфту приводит во вращение вал ре-
дуктора. Кожух 3 замыкает рабочую полость и исключает вытекание
из нее жидкости. На кожухе приварены лопатки для улучшения
охлаждения турбомуфты. Неподвижный кожух 2 обеспечивает без-
опасность работы и упорядочает движение воздуха, охлаждающего
турбомуфту. Жидкость заливается в турбомуфту через пробку 6.
На ступице турбины турбомуфты установлен порог (кольцевая диа-
фрагма) 8.
Основной целью, которая преследуется при установке турбомуфт
в приводе ленточных конвейеров, является улучшение пусковых
свойств привода. При энергичном пуске конвейера со значительными
ускорениями происходит скольжение приводного барабана относи-
тельно ленты. Это вызывает интенсивный износ, а иногда и загора-
233
ние ленты, что недопустимо с точки зрения безопасности. Интенсив-
ный же износ ленты резко снижает технико-экономические показа-
тели установки, поскольку лента является наиболее дорогостоящим
элементом конвейера. Поэтому при пуске стараются надежно ог-
раничить передаваемый момент с тем, чтобы обусловленные им ус-
корения не вызвали скольжения ленты относительно барабана.
Наиболее просто это выполняется с помощью турбомуфтЬ!.
При многодвигательном приводе большой мощности, ^аким яв-
ляется привод конвейера КРУ-350, установка турбомуфт Позволяет
осуществить поочередный пуск электродвигателей. Для пуска кон-
вейера включается первый электродвигатель и после того как он
развил скорость вращения, близкую к номинальной и ток его по
сравнению с пусковым уменьшился в несколько раз, включается
второй двигатель и после соответствующей выдержки — тр|етий. Это
позволяет снизить мощность электроподстанции по сравнению с под-
станцией привода без турбомуфт, когда все приводные электродви-
гатели включаются одновременно.
234
Кроме того, при многодвигательном приводе турбомуфты в связи
с мягкостью своих характеристик хорошо выравнивают нагрузки
между отдельными двигателями, чю исключает перегрузки двига-
телей, повышает их срок службы и надежность работы.
Предохранительные свойства турбомуфт Т-90 при аварийном
режиме (застопоривание ведомого вала) уступают предохранитель-
ным свойствам турбомуфт других типов. Это объясняется особен-
ностями их конструкции и режимом циркуляции жидкости.
При работе турбомуфты на номинальном режиме с минимальным
скольжением круг циркуляции жидкости располагается у перифе-
рии рабочей полости и порог (кольцевая диафрагма) 8 (см. рис. XI.2),
установленный на ступице турбины 4, не соприкасается с циркули-
рующей жидкостью и практически не влияет на режим циркуляции,
а следовательно, не уменьшает номинальный к. п. д. турбомуфты.
При перегрузке турбомуфты (передаваемый крутящий момент больше
номинального) скольжение между насосным и турбинным коле-
сом увеличивается и рабочая жидкость устремляется к центру тур-
бомуфты — образуется большой круг циркуляции. При этом поток
жидкости, движущийся по лопаткам турбинного колеса от перифе-
рии к центру, встречает на своем пути порог. Порог уменьшает ско-
рость циркуляции жидкости и, кроме того, часть жидкости, ударьi -
шись о порог, через отверстие А (см. рис. XI.2) сливается в дополни
тельный объем между кожухом 3 и турбинным колесом 4. Слив части
жидкости в дополнительный объем и уменьшение скорости циркуля-
ции жидкости обусловливают снижение передаваемого турбомуфтой
момента при больших скольжениях, а следовательно, и обусловли-
вает предохранительный эффект при установке турбомуфты.
Турбомуфта Т-90 (см. рис. XI.2) с дополнительным объемом,
расположенным со стороны турбинного колеса, конструктивно проще
турбомуфт с дополнительным объемом, расположенным со стороны
насосного колеса, широко применяемых в приводе скребковых кон-
вейеров, стругов и других горных машин. Однако динамические
характеристики таких турбомуфт уступают характеристикам турбо-
муфт с дополнительным объемом, расположенным со стороны насос-
ного колеса. Это объясняется тем, что при быстром росте момента
сопротивления на валу рабочей машины жидкость из рабочей по-
лости турбомуфты Т-90 сливается в дополнительный объем через
отверстия ограниченного сечения и, кроме того, при сливе поток
рабочей жидкости должен быть повернут примерно на 90°. Все
это обусловливает незначительную скорость опоражнивания рабочей
полости и поэтому при быстрых перегрузках (остановка ведомого
вала за 0,1—0,5 сек) в рабочей полости остается значительное коли-
чество жидкости и передаваемый турбомуфтой момент в 2—3 раза
превышает момент при медленном нагружении.
В турбомуфтах с дополнительным объемом, расположенным со
стороны насосного колеса, при перегрузке жидкость сливается в до-
полнительный объем через кольцевую щель значительного сечения,
при этом поток жидкости не поворачивается. Все это повышает ско-
235
рость опоражнивания рабочей полости при быстрых перегрузках
и момент, передаваемый турбомуфтами указанного типа при оста-
новке ведомого вала, в 1,5—1,8 раза превышает момент при медлен-
ном нагружении.
Недостатки турбомуфты Т-90, которые оказались рэтпающими
при отказе от применения ее на большинстве горных машин, не имеют
значения при работе ее в приводе ленточного конвейер; . Рабочий
орган такого конвейера — лента имеет незначительную жесткость
при большой длине. Поэтому остановка даже в случае непреодоли-
мого препятствия, которое в ленточных конвейерах встречается
крайне редко, происходит за значительное время, в течение которого
жидкость успевает опорожнить рабочую полость, и момен” при этом
практически не отличается от момента при медленном статическом
нагружении. Поэтому поскольку основной задачей при установке
турбомуфт является улучшение пусковых свойств привс да турбо-
муфта Т-90 с успехом применяется в приводе ленточного конвейера
КРУ-350.
Ленточный конвейер КРУ-260 предназначен для транспортиро-
вания угля и породы по наклонным стволам и уклонам большой
протяженности, а также штрекам большой длины.
Турбомуфта Т-90 конвейера КРУ-260 показана на рис. XI.3.
Приводной вал турбомуфты 7 через соединительную муфт у подклю-
236
чен к приводному электродвигателю. Вместе с приводным валом
вращаются кожух 5 и барабан 2 вращающегося резервуара с насос-
ным колесом 3. Турбинное колесо 6 закреплено на выходном валу 11,
соединенным с валом редуктора. Черпательная трубка 9 закреплена
на неподвижной втулке 10.
Турбомуфта монтируется на собственных опорах в неподвижном
корпусе, не показанном на чертеже. Жидкость в турбомуфту зали-
вается через пробку 4.
При работе турбомуфты жидкость из дополнительного объема
А через отверстия в золотнике 8 попадает в дополнительный объем Б.
При вращении кожуха 2 рабочая жидкость вследствие действия
центробежной силы располагается кольцевым слоем по внутренней
поверхности кожуха.
Неподвижная черпательная трубка 9 имеет свободный конец,
загнутый напротив движения кольцевого слоя жидкости. Поэтому
жидкость попадает в черпательную трубку и по каналам в неподвиж-
ной втулке 10 поступает во внешний круг циркуляции турбомуфты.
Во время движения по внешнему кругу циркуляции жидкость омы-
вает тепловое реле ТР-200, которое при превышении температуры
100—120° С отключает приводной электродвигатель.
Во внешнем круге циркуляции может устанавливаться теплооб-
менник для охлаждения рабочей жидкости. Из внешнего круга
циркуляции рабочая жидкость по каналам во втулке 10 и трубе 1
попадает в круг циркуляции турбомуфты. В остальном турбомуфта
работает так же, как замкнутые турбомуфты без внешнего круга
циркуляции, описанные в главе VIII.
Скребковый конвейер СП63 является наиболее мощным и массо-
вым конвейером, применяемым для доставки угля в механизирован-
ных лавах. Скребковый передвижной конвейер СП63 предназна-
чен для доставки угля из пологопадающих пластов мощностью 0,9
и выше.
Конвейер может иметь в зависимости от длины от 2 до 4 приводов.
Приводные станции конвейера располагаются на головной и хвосто-
вой головках и являются полностью взаимозаменяемыми. Кроме
того, для повышения надежности работы конвейера последний может
выпускаться с тремя скребковыми цепями. В приводе трехцепного
конвейера СП63Т применена турбомуфта ТЛ-32, показанная jjia
рис. XI.4.
В отличие от предохранительной турбомуфты ТП-345, рассмо-
тренной в главе VIII (см. рис. VIII.10), турбомуфта ТЛ-32 выполнена
литой из алюминиевого сплава. Ступица 13 закреплена на валу при-
водного электродвигателя и через резиновую диафрагму 12 приводит
во вращение корпус дополнительного объема 11, насосное колесо 10
и кожух 7 с уплотнениями 3. Турбинное колесо 6 с порогом (кольце-
вой диафрагмой) 4 закреплено на ступице 2, насаженной на вал ре-
дуктора и зафиксированного болтом 14. Турбинное колесо может сво-
бодно вращаться относительно насосного колеса на подшипниках 1.
Для увеличения времени пуска конвейера предусмотрен стакан 5.
237
Масло заливается в турбомуфту через пробку 9. Кроме того, имеется
пробка 8 с заливкой из легкоплавкого сплава. Для балансировки
рабочих колес турбомуфты на кожухе 7 и турбине 6 предусмотрены
приливы, которые частично снимаются при балансировке. Принцип
действия турбомуфты ТЛ-32 аналогичен принципу действия предо-
хранительных турбомуфт, описанным в главе VIII.
8 3 10 11
Рис. XI.4. Турбомуфта ТЛ-32
В настоящее время все многоприводные скребковые конвейеры,
выпускаемые заводами угольного машиностроения, имеют привод
с предохранительными турбомуфтами. Привод с турбомуфтами по-
зволил разработать многоприводняе системы, что дало возможность
в стесненных габаритах шахты разместить значительные мощности
и создать высокопроизводительные конвейеры для механизированной
выемки полезных ископаемых.
Турбомуфта улучшает динамический режим работы системы,
уменьшает динамические усилия в тяговых цепях как от конечного
числа лучей приводных звездочек, так и от различных црепятствий,
238
встречающихся на пути движения скребка. Это уменьшает развитие
усталостных явлений в цепи, увеличивает их срок службы и надеж-
ность работы. Кроме того, турбомуфта надежно защищает цепь от
недопустимых перегрузок при внезапном защемлении цепи. Такие
аварийные ситуации встречаются при эксплуатации конвейера до-
вольно часто, и при жестком приводе без турбомуфты они, как пра-
вило, приводят к порыву цепи. Турбомуфта же ограничивает усилие
в цепи в допустимых пределах, поэтому долговечность цепи увели-
чивается, а простои, связанные с ликвидацией аварий при порыве
цепи, сокращаются. Увеличение срока службы цепей благодаря
предохранению их при аварийных режимах и снижению динамиче-
ских усилий при нормальной работе достигает двукратной величины
по сравнению с долговечностью цепи при приводе без турбомуфты.
Кроме того, турбомуфты в приводе скребкового конвейера улуч-
шают его пусковые свойства, что очень важно особенно при пуске
при загруженном углем ставе.
Турбомуфты равномерно распределяют нагрузку между отдель-
ными двигателями многоприводной системы, что способствует уве-
личению срока службы электродвигателей. При защемлении рабочего
органа в случае жесткого привода без турбомуфты электродвигатель
работает в опрокидном режиме и быстро выходит из строя. При при-
воде с турбомуфтой во время аварийной остановки рабочего органа
турбомуфта срабатывает, а электродвигатель продолжает вращаться,
работая с некоторой перегрузкой, причем тепловая защита турбо-
муфты срабатывает прежде чем электродвигатель успеет перегреться.
Все это обусловливает повышение срока службы приводных электро-
двигателей в 2—2,5 раза по сравнению со сроком службы электро-
двигателей конвейера без турбомуфты.
Струговая установка УСБ-67 предназначена для выемки мягких
и средней крепости углей в лавах пологопадающих пластов. Длина
лавы до 300 м, мощность пласта 0,9—2,0 м, угол падения до 20°.
Все приводные электродвигатели струга и конвейера подключены
к редукторам через турбомуфты ТЛ-32, которые были описаны выше.
Это позволяет равномерно распределить мощность между отдель-
ными двигателями многоприводной системы, улучшить динамический
режим работы приводных цепей, надежно предохранить приводные
двигатели, редукторы и цепи от недопустимых перегрузок. Особенно
важно использовать эти свойства гидродинамического привода на
струге, который работает в очень тяжелом динамическом режиме
и без установки в приводе турбомуфт надежность его работы совер-
шенно недостаточна.
Кроме гидродинамического привода, струговая установка снаб-
жена гидрооборудованием для применения конвейерного става
и приводных головок. Для этого используется унифицированная
насосвая СНУ1мк.
Насосная станция подает рабочую жидкость в гидроцилиндры
под постоянным давлением 25—30 кгс 1см1 (усилие на штоке до
3000 кгс). Под действием усилия, развиваемого гидроцилиндрами,
239
струг прижимается к забою, а после прохода струга гидроцилиндры
автоматически перемещают конвейерный став. Гидроцилиндры уста-
новлены под углом, не равным 90° к оси конвейера, с тем, чтобы
предотвратить сползание конвейерного става. Для перемещения при-
водных головок по опорным балкам предусмотрены гидроцилиндры.
Однако для перемещения головок давления рабочей жидкости 25—
30 kzcJcm2-, которое развивает насосная станция, недостаточно, и
в гидросистеме имеется мультипликатор давления, повышающий
давление рабочей жидкости, поступающей в гидроцилиндры, до
150 kzcIcm"1 (усилие на штоке 9900 кгс).
Применение гидроцилиндров для перемещения конвейера и при-
жатия струга к забою вместо пневмоцилиндров, которые были уста-
новлены в струговой установке УСБ-2м, позволило исключить от-
ход струга от забоя при повышении крепости угля и вместе с тем
иметь некоторую податливость гидросистемы. Забой при примене-
нии гидродомкратов имеет меньшую тенденцию к искривлению и тре-
бует меньше затрат труда на его оформление.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Наименование
Обозначение
Условные обозначения
Трубопровод высокого давления
Трубопровод низкого давления
Сливной, дренажный трубопровод
Перекрещивающиеся трубопроводы (не соединяются)
Соединяющиеся трубопроводы пли каналы
Трубопровод или канал заперты
Направление потока рабочей жидкости (односторон-
нее)
Направление потока рабочей жидкости (двустороннее)
Пробка-воздушник
16 Заказ 3 36
24J
ПРОДОЛЖЕНИЕ ПРИЛОЖЕНИЯ
Наименование
Обозначение
Механическая связь
Механическое управление
Ручное или ножное управление
Гидравлическое управление
Насос нерегулируемый нереверсивный
Насос нерегулируемый реверсивный
ф
ф
Насос регулируемый реверсивный
Насос регулируемый реверсивный с гидравлическим
управлением
Гидромотор нерегулируемый родного направления
вращения
Гидромотор нерегулируемый реверсивный
Гидромотор регулируемый реверсивный
Электродвигатель
ш 11
242
ПРОДОЛЖЕНИЕ ПРИЛОЖЕНИЯ
Наименование
Обозначение
Цилиндр с односторонним штоком с подводом жид-
кости через шток
Цилиндр с плунжером
Телескопический силовой гидравлический цилиндр
Предохранительный клапан (Р — максимальное дав-
ление)
Редукционный клапан (Рх — давление на входе; Р2 —
давление на выходе)
Дроссель нерегулируемый
Дроссель регулируемый
Обратный клапан
Обратный клапан с гидравлическим управлением
Фильтр
Запорное устройство
16*
248
ПРОДОЛЖЕНИЕ ПРИЛОЖЕНИЯ
Наименование
Обозначение
Манометр
Реле давления
Гидравлический аккумулятор
Резервуар для рабочей жидкости
Фиксация элементов
Пружина
Трехлинейный трехпозиционный распределитель с
ручным управлением и фиксатором положения
Четырехлинейный трехпозиционный распределитель
с ручным управлением и фиксатором положения
Гидравлический распределитель с электрическим уп-
равлением
Пятилпнейный: четырехпозиционный распределитель
с ручным управлением и фиксатором положения
ижы
ЛИТЕРАТУРА
1. Астахов А. В. Объемные гидравлические передачи шахтных машин.
М., изд-во «Недра», 1967.
2. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963.
3. Д о к у к и н А. В. и др. Центробежные и объемные гидропередачи и
перспективы их применения в горной промышленности. М., изд-во «Недра»,
1964.
4. Ковалевский В. Ф., Железняков Н. Т., Б е й л и н IO. Е.
Справочник по гидроприводам горных машин. М., изд-во «Недра», 1967.
5. К о в а л ь П. В. Гидропривод горных машин. М., изд-во «Недра», 1967.
6. Никитин Г. А., Комаров А. А. Распределительные и регули-
рующие устройства гидросистем. М., изд-во «Машиностроение», 1965.
7. Пономаренко Ю. Ф., Рогов А. Я. Радиально-поршневые вы-
сокомоментные гидромоторы. М., изд-во «Машиностроение», 1964.
8. X а й м о в и ч Е. М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. М.,
Машгиз, 1959.
9. X о р и н В. Н. Объемный гидропривод забойного оборудования. М.,
изд-во «Недра», 1968.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ........................................................ 3
Глава I. Введение................................................... 5
§ 1. Общие сведения о гидроприводе........................... 5
§ 2. Классификация и состав гидроприводов ................... 5
§ 3. Гидропривод как основное средство совершенствования горных
машин ....................................................... б
Глава II. Рабочие жидкости гидроприводов............................ 8
§ 1. Назначение и требования, предъявляемые к рабочим жидкостям 8
§ 2. Основные свойства рабочих жидкостей гидроприводов .... 11
Глава III. Гидравлический расчет трубопроводов..................... 15
§ 1. Движение жидкости по трубам и каналам.................. 15
§ 2. Скорости движения и расход жидкости.................... 19
Глава IV. Гидравлические машины объемного действия................. 26
§ 1. Принцип действия гидравлических машин объемного действия
и их основные параметры..................................... 26
§ 2. Шестеренчатые насосы и гидромоторы..................... 37
§ 3. Лопастные насосы и гидромоторы......................... 44
§ 4. Поршневые насосы и гидромоторы......................... 58
§ 5. Силовые гидравлические цилиндры........................ 85
§ 6. Характеристики насосов и гидродвигателей .............. 99
Глава V. Контрольная и регулирующая гидроаппаратура................105
§ 1. Предохранительные устройства ..........................105
§ 2. Распределительные и регулирующие устройства ...........118
Глава VI. Вспомогательные устройства гидропривода.................138
§ 1. Уплотнения ............................................138
§ 2. Фильтры .............................................. 141
§ 3. Гидромагистрали .......................................142
§ 4. Резервуары для жидкостей...............................145
Глава VII. Объемные гидравлические передачи........................147
§ 1. Дроссельное регулирование объемных гидравлических передач 147
§ 2. Объемное регулирование гидравлических передач..........149
§ 3. Следящий гидропривод...................................151
Глава VIII. Гидродинамические передачи ............................158
§ 1. Теоретические основы работы гидродинамических передач . . 158
§ 2. Конструкция турбомуфт .................................165
§ 3. Конструкция турботрансформаторов ......................177
246
Стр.
Глава IX. Гидравлические схемы ....................................180
§ 1. Общие сведения .........................................180
§ 2. Условные обозначения на гидравлических схемах ..........180
§ 3. Схемы замкнутой и разомкнутой гидросистем...............182
Глава X. Горные машины с объемными гидравлическими передачами . . . 186
§ 1. Механизмы подач добычных машин с гидравлическими переда-
чами ........................................................186
§ 2. Гидравлические системы’проходческих комбайнов...........199
§ 3. Гидросистемы передвижчика и гидравлических забойных стоек 209
§ 4. Гидросистемы механизированных крепей....................216
Глава XI. Горные машины с гидродинамическими передачами............232
Литература.........................................................245
астахОв Алексей Васильевич,
ПОНОМАРЕНКО ЮРИЙ ФИЛИППОВИЧ
ГИДРОПРИВОД ГОРНЫХ МАШИН
Редактор издательства Н. Г. Л ю б и м о'в
Техн, редакторы Л. (.Лаврентьева, Л. Д. А г art 6 нов а
Корректор В. И. Ионкина
Сдано в набор 5/IV 1971т. Подписано в печать 15/VII 1971 г.
Т-10486. Формат бумаги 60 X ЭО'/м- Печ.л. 15,5. Уч.-изд. л. 15,50.
Бумагам 1. Индекс! — 1—2. Тираж 16 600 зка. Цена 74'коп. ЗДказ 336/3266-10.
Издательство «Недра». Москва, К-12, Третьяковский проезд, д. 1/19.
Ленинградская типография № 14 «Красный Печатййк» ГлавполиграфПрома Комитета по
печати при Совете Министров ССОР. Московский проспект, 91.