Гидропривод и средства гидроавтоматики - Чупраков Ю.И.

Author: Чупраков Ю.И.
Tags: характеристика машин по способу привода техника технические науки гидропривод учебное пособие издательство машиностроение гидроавтоматика гидропневмоавтоматика уплотнение
Year: 1979
Similar
Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам
Гидравлические и пневматические системы. Часть 1. Пневматические приводы и средства автоматизации.
Пневматические и гидравлические приводы и системы. Часть 2. Гидравлические приводы и системы. Основы
Пневматические и гидравлические приводы и системы. Часть 2. Основы
Text
                    Ю.И. Чупракоз
ГИДРОПРИВОД
И СРЕДСТВА
ГИДРОАВТОМАТИКИ

Ю.И. Чупраков
ГИДРОПРИВОД
И СРЕДСТВА
ГИДРОАВТОМАТИКИ
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования СССР в качестве
учебного пособия для студентов втузов,
обучающихся по специальности
„Гидропневмоавтоматика и гидропривод"
МОСКВА
МАИ.ИВ ©СТРОЕНИЕ
1979
ЕБК 34.447
4 92
УДК 62-82
Рецензент д-р техн, наук Т. М. Башта
Чупраков Ю. И.
492
Гидропривод и средства гидроавтоматики:
ное пособие для вузов по специальности «Гидроп[
и гидропневмоавтоматика». — М.: Машиностро»
1979. —232 с., ил. .  --	и—~1_
Ч
31303-029
В пер.: 9
В книге 1
рабочих жидко1
тивных парам
характеристик Следящих
механизмов, п|цроклапа
лителей мощно!w jn' 1'4!ДfT
зло же
*


'йствия, р
:тических
X СО СВОЙ(
счетом кон<
динамик
[исполните.
' 11 и '1 о к а, гидравлических
лических вычислительных устройств и д
элементов гидроавтоматики. Рассмотрены кондиционеры рабочей жид!
гидравлические емкости, гидравлические линии и наиболее характ
для устройств гидроавтоматики уплотнения.
Книга предназначена для студентов вузов, обучающихся по
циальности «Гидропривод и гидропневмоавтоматика», а также может
полезна специалистам в области гидропривода и гидроавтоматики.
038(00-79 29'79	2702000000
ББК 3
И Б № 2287
ЮРИЙ ИВАНОВИЧ ЧУПРАКОВ
ГИДРОПРИВОД И СРЕДСТВА ГИДРОАВТОМАТИКИ
Редактор Н. П. Ошерова.
Художественный редактор И. К, Капралова
Технические редакторы: А. Ф. Уварова, Н. В, Тимофеенко
Корректор В. Е. Блохина. Переплет художника В. В. Дмитриади
--------------------------------------------—_т-----------------------
Сдано в набор 25.07,79. Подписью $.пейат^р£ 11.79. Т-16948. Формат 60Х9С
Бумага типографская №'1. *Г£рЪи1ура Литературная. Печать высока
Усл. печ. л. 14,5. Уч.-изд. я. 15,3.;гДираяьМ28000 экз. Заказ 1453. Цена £
____________________»_______ 1_________________.______________________
Издательство «Машиностроение», *1(77885, Москва, ГСП-6, 1-й Басманный пер
Ленинградская типография № 6 Ленинградского производственного объедине
«Техническая книга» Союзполиграфпрома при Государственном комитете О
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 193144, Ленинград, С-
ул. Моисеенко, 10.
© Издательство «Машиностроение», 1971
ВВЕДЕНИЕ
Гидравлическим приводам или гидроприводом называется сово-
купность устройств, предназначенных для приведения в движение
механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением,
в число которых входит один или несколько гидродвигателей,
источник энергии жидкости, аппаратура управления и гидро-
линии.
Основное преимущество гидропривода перед другими при-
водами (пневматическим и электрическим) заключается в том, что
гидроприводы имеют наибольшую величину отношения макси-
мально развиваемого усилия (момента) на гидродвигателе к массе
(моменту инерции) подвижных частей самого гидродвигателя
и нагрузки. С увеличением этого отношения быстродействие при-
вода существенно увеличивается. Следует, однако, отметить, что
указанное преимущество гидроприводов перед электроприводами
имеет место лишь в случаях, когда необходимо получить значи-
тельную выходную мощность. Как показывает практика, электро-
привод в системах, где требуется высокое быстродействие, целесо-
образно применять при выходной мощности до 100—300 Вт. При
большем значении выходной мощности, особенно при мощностях
порядка десятков и сотен киловатт, преимущества гидроприводов
неоспоримы.
Другим важным преимуществом гидроприводов перед электро-
и пневмоприводами является малое отношение веса к выходной
мощности. Так, например, в авиационных гидродвигателях это
соотношение составляет 0,006 H/Вт. Следует отметить, что вес
гидросистемы существенно зависит от давления. В современных
гидроприводах минимальная величина веса имеет место при давле-
ниях 25—35 МПа. При меньших давлениях вес системы увеличи-
вается за счет размеров гидродвигателя, труб и гидроаппаратуры,
при больших же давлениях — за счет увеличения толщины стенок
всех элементов гидропривода.
Уменьшению веса элементов гидропривода способствует также
свойство рабочей жидкости уносить тепло из элементов, выделя-
емое в результате потерь энергии. Это позволяет значительно
1*	3
уменьшать размеры элементов гидроприводов и увеличивать мощ-
ность, приходящуюся на единицу объема элемента.
Еще одно важное преимущество гидроприводов перед электро-
и пневмоприводами заключается в том, что гидроприводы обладают
высокой механической жесткостью по отношению к нагрузке. Это
объясняется относительно большим значением модуля объемной
упругости жидкости.
Перечисленные особенности и преимущества гидроприводов
показывают, что они предназначены в основном для приведения
в движение различных машин, механизмов и объектов.
Гидравлическим аппаратам до последнего времени отводилась
в основном роль устройств, предназначенных для изменения или
поддержания заданного постоянного значения давления или рас-
хода рабочей жидкости, либо для изменения направления ее по-
тока. К гидроаппаратам такого назначения относятся напорные
и редукционные клапаны, направляющие и дросселирующие гид-
рораспределители, обратные гидроклапаны и гидрозамки, гидро-
клапаны выдержки времени, соотношения расходов и давлений,
гидравлические дроссели, а также логические гидроклапаны.
Однако в последнее время все чаще стали использовать и гидра-
влические вычислительные устройства как дискретные, так и ана-
логовые, построенные на базе гидравлических операционных
усилителей.
Гидравлические вычислительные устройства по некоторым
параметрам, таким, как быстродействие, размеры и вес, уступают
электрическим. Несмотря на это, гидравлические вычислитель-
ные устройства имеют и преимущества, к которым следует отнести
взрывобезопасность, нечувствительность к электромагнитным по-
лям, возможность работы при сравнительно высоких температу-
рах, сравнительно низкую стоимость и т. д. Применение гидравли-
ческих вычислительных устройств целесообразно также и с точки
зрения исключения двух видов энергии, например электрической
и гидравлической в одной системе. Гидравлические вычислитель-
ные устройства в ряде случаев превосходят электрические при
использовании в объектах с высоким уровнем вибраций и ударных
нагрузок.
Гидравлические приводы широко применяются во всех
областях народного хозяйства. Гидроприводы и средства гидро-
автоматики позволяют решить целый ряд задач, связанных с ме-
ханизацией и автоматизацией трудоемких производств.
Наибольшее распространение гидравлические приводы полу-
чили в системах управления самолетов и ракет. Здесь их при-
менение оправдано высоким быстродействием, малыми размерами
и сравнительно малым весом при высоком значении выходной
мощности. Они используются в системах управления рулевыми
поверхностями самолетов и ракет, в системах поворота крыльев,
в автоматических гидроприводах воздухозаборников, в гидро-
приводах радиолокационных антенн и установок наведения,
4
б системах стабилизации частоты вращения электрических гене-
раторов и других устройствах механизации и автоматизации
летательных аппаратов.
Широко используется гидропривод в сельскохозяйственных
машинах, как в системах рулевого управления тракторами, так
и в системах ручного и автоматического управления различными
навесными орудиями.
В станкостроении гидропривод применяется в большинстве
автоматических линий и копировальных станках. Применение
гидропривода в агрегатных станках и автоматических линиях
обусловлено его относительно высокой надежностью при длитель-
ной работе в заводских условиях, высоким быстродействием, заме-
чательными компоновочными свойствами, простотой осуществле-
ния линейных перемещений, широким диапазоном и простотой
регулирования скоростей и усилий, простыми возможностями
остановки исполнительных органов в нужном положении* про-
стотой логических схем, позволяющей компоновать гидравличе-
ские приводы и их системы управления из ограниченного набора
стандартных элементов и узлов.
В последнее время гидропривод начинает все чаще использо-
ваться и в медицинской технике. Им оснащаются различные
операционные столы, кресла и внутр и палатные тележки. Это
объясняется высокими компоновочными свойствами гидропривода
и плавностью хода его исполнительных органов.
Нашел широкое применение гидропривод и в новой области
техники — в мощных манипуляторах и роботах, которые поз-
воляют полностью автоматизировать основные и вспомогательные
технологические производственные процессы.
Как показала практика, наиболее подходящим, а нередко
и единственно возможным средством для создания систем автома-
тического регулирования прокатных станов, на которых произ-
водятся точные заготовки листа из различных металлов, является
следящий гидропривод. Его основные преимущества проявляются
в нажимных механизмах для позиционирования валковой си-
стемы.
Гидропривод широко применяется в строительных, дорожных
и коммунальных машинах, таких, как автогрейдеры, скреперы,
погрузчики, бульдозеры, краны, катки и асфальтоукладчики.
Здесь применение гидропривода обусловлено простотой и удоб-
ством управления, возможностью применения стандартных узлов
и элементов, бесступенчатым регулированием в большом диапа-
зоне скоростей, независимым расположением узлов привода,
надежным предохранением привода от перегрузок, сравнительно
малым весом и размерами, а также простотой реверсирования
и взаимного преобразования вращательного и поступательного
движения приводных и исполнительных механизмов. Применение
следящего гидропривода, например в экскаваторах, позволяет,
кроме того, резко увеличить эффективность при проведении
планировочных работ, так как в этом случае исключаются дорого-
стоящие ручные операции.
Применение средств гидроавтоматики в гидроприводах обычно
диктуется необходимостью автоматизации без привлечения уст-
ройств, требующих других видов энергии, например энергии газа
или электрической энергии, так как при всяком преобразовании
энергии, как правило, уменьшается надежность системы управле-
ния. Так, например, при переоборудовании немеханизированных
вулканических процессов в прессы-автоматы сначала применялась
гидроаппаратура с электрическим управлением. За счет приме-
нения громоздкой электрической управляющей аппаратуры зна-
чительно увеличилась производственная площадь, занимаемая
прессами-автоматами. За счет увеличения числа исполнительных
механизмов, приборов и аппаратов системы управления снизились
характеристики надежности, усложнилось обслуживание и ремонт
прессов-автоматов. В последнее время получают распространение
прессы-автоматы с гидравлической аппаратурой управления, в ко-
торых исключены указанные недостатки и увеличена производи-
тельность.
Средства гидроавтоматики, реализованные в виде так называ-
емых гидравлических регуляторов, находят все более широкое
применение во взрывоопасных технологических процессах хими-
ческих предприятий по производству серной кислоты, аммиака,
искусственных удобрений и др. Гидравлические регуляторы все
шире используются в системах регулирования турбин и двига-
телей внутреннего сгорания нефтяных танкеров, тепловозов, мор-
ских и речных судов. Они применяются также в коксохимическом
производстве на газогенераторных станциях, в котельных со
сжиганием пылевидного топлива, в деаэраторных и редукционно-
охладительных установках и в системах регулирования уровня
в барабанах паровых котлов.
В последние годы намечается тенденция использования гидро-
привода и средств гидроавтоматики в системах активной вибро-
защиты водителей тракторов и транспортных машин. Применение
систем активной виброзащиты по сравнению с пассивными вибро-
защитными системами позволит резко снизить профессиональные
заболевания водителей, связанные с воздействием на их организм
колебаний в диапазоне частот от 3 до 100 1/с.
Глава
I
СПЕЦИАЛЬНЫЕ СВОЙСТВА И ВОПРОСЫ
МЕХАНИКИ ЖИДКОСТЕЙ
§ 1.	ЖИДКОСТИ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В СИСТЕМАХ
ГИДРОПРИВОДОВ И ГИДРОАВТОМАТИКИ
В системах гидроприводов и гидроавтоматики применяют лю-
бые капельные жидкости, физические свойства которых удовлет-
воряют условиям эксплуатации» Рабочие жидкости универсаль-
ного назначения еще не созданы.
Одной из наиболее доступных и дешевых рабочих жидкостей
является вода, однако ее применение ограничено из-за серьезных
недостатков. Вода обладает плохой смазывающей способностью,
приводит к коррозии поверхности стальных деталей, затвердевает
при 273,15 К и закипает при сравнительно низких температурах
—370 К, зависящих от давления.
\ Наибольшее распространение в системах гидроприводов' и ги-
дроавтоматики получили минеральные масла благодаря низкой
стоимости, доступности применения в больших количествах,
хорошей смазывающей способности и сравнительно большому
сроку службы при высоких давлениях. В гидравлических систе-
мах промышленного назначения широко применяют трансформа-
торное, веретенное АУ, индустриальное, турбинное, цилиндро-
вое, ВМГЗ, МГ-30, ГМ-50Н и другие масла. Некоторые из них
предназначены для узкого диапазона изменения температур:
например, в сельскохозяйственных машинах летом применяют
масло ДП-11, а зимой — масло ДП-8 с присадками. Для работы
в широком диапазоне температур, в том числе при низких темпе-
ратурах, применяют сравнительно дорогие масла АГМ, МВП,
ГМ-50И. В авиационных системах управления применяют рабо-
чую жидкость АМГ-10, предназначенную для работы при темпе-
ратурах 220—360 К.
Минеральные масла, несмотря на их широкое ^распростране-
ние, имеют недостатки, ограничивающие их применение. При
высоких температурах резко ухудшается смазывающая способ-
ность минеральных масел, а при пониженных температурах
чрезвычайно увеличивается вязкость. Последнее затрудняет пуск
гидросистемы в условиях пониженных температур. Кроме того,
при повышенных температурах из минеральных масел в резуль-
7
тате их разрушения выпадают смолянистые осадки, которые
забивают ячейки фильтров, осаждаются на внутренних стенках
гидросистемы и на рабочих окнах гидродросселей. Минеральные
масла разлагаются при высоких температурах, а также в резуль-
тате реакции с кислородом, содержащимся в воздухе. Ухудшение
свойств, выпадение смолянистых осадков и образование твердых
пленок могут нарушить работу гидросистемы. Следует также отме-
тить, что разрушение минеральных масел может происходить
и в результате контакта с медью или ее сплавами, что следует
учитывать при проектировании гидросистемы.
В гидроприводах и системах гидроавтоматики, работающих
при температурах порядка 450 К, применяют синтетические
жидкости. Это полисилоксановые (силиконовые) и кремнийорга-
нические жидкости с высокотемпературными и низкотемператур-
ными свойствами.
Кремнийорганические жидкости имеют высокую химическую
стойкость, у них отсутствует коррозионная активность, они хо-
рошо смешиваются с минеральными маслами. Однако они имеют
плохие смазывающие свойства, растворяют пластификаторы син-
тетических каучуков и разрушаются в присутствии медных спла-
вов, таких, как латунь.
Примером полисилоксановой жидкости может служить
жидкость 7-50С-3, применяемая в авиационных гидросистемах.
Она предназначена для работы при температурах 210—470 К
и состоит из равного количества полисилоксанов и органического
диэфира с добавлением ингибиторов окисления и противоизносной
присадки. Жидкость 7-50С-3 не вызывает коррозии углеродистых
и коррозионностойких сталей, алюминия и его сплавов, магни-
евого оксидированного сплава МЛ-5, бронз Бр. АЖ-9-4, и Бр. ОС,
припоев ПСР-40, ВБР-2, сплавов Л-62 и БР-Б2. Однако в контакте
со сплавами Л-62 и БР-Б2 изменяются свойства жидкости 7-50С-3:
уменьшается вязкость и увеличивается кислотное число. В связи
с этим такие сплавы применять нельзя. Жидкость 7-50С-3 вызы-
вает коррозию меди, кадмиевых и фосфатных покрытий. Она
влияет на твердость, прочность и вызывает разбухание резиновых
уплотнений, в которых в качестве пластификаторов использованы
диэфиры. С этой жидкостью можно использовать только специ-
альные резины, например 5р-25 или 5к-42. Допускается также
применение фторопласта-4.
Таким образом, ни минеральные масла, ни синтетические
жидкости нельзя применять при температурах выше 600 К.
Имеются сообщения о возможности применения при температурах
порядка 700 К силанов и диэфиров, но эти работы пока находятся
в стадии поисковых.	-------
Наиболее перспективными для работы при температурах
от 260 до 1020 К являются жидкие металлы, например сплав,
состоящий из 77% натрия и 23% калия. Плотность этого сплава
соизмерима с плотностью синтетических жидкостей, а модуль
8
объемной упругости в 5—6 раз больше. Жидкие металлы не вспе-
ниваются и в них практически не растворяются газы.
Однако жидкие металлы как рабочие жидкости имеют по срав-
нению с минеральными маслами и синтетическими жидкостями
недостатки, которые необходимо учитывать при проектировании
систем управления. Прежде всего они имеют плохие смазывающие
свойства. Кроме того, жидкие металлы окисляются при контакте
с кислородом. В связи с этим к подобным системам предъявляют
высокие требования с точки зрения герметизации; такие уплот-
нения, как обыкновенные прокладки, фитинги и другие разъемные
соединения, не предотвращают диффузии кислорода в систему.
Образовавшиеся окислы осаждаются в наиболее холодных местах,
нарушают работу дросселей и клапанов. Кроме того, в местах
изгибов и резьбовых соединений в результате перенапряжений
элементы конструкций системы при взаимодействии с жидкими
металлами коррозируют, а сами жидкие металлы могут спла-
вляться с конструкционными материалами.
Таким образом, рабочую жидкость для каждой гидросистемы
выбирают исходя из условий, предъявленных к системе. При этом
необходимо учитывать, что не только рабочая жидкость может
вредно воздействовать на конструкционные материалы, но и сами
материалы могут ухудшать свойства рабочих жидкостей.
§ 2.	ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОЧИХ ЖИДКОСТЕЙ
При выборе рабочей жидкости необходимо учитывать большое
число факторов, характеризующих ее свойства. При этом необхо-
димо стремиться выбирать дешевую и доступную рабочую жид-
кость, учитывая, однако, ее характеристики.
Плотность. Рабочие жидкости гидроприводов и систем гидро-
автоматики можно считать практически однородными, поэтому
плотностью рабочей жидкости называем отношение массы tn
жидкости к ее объему V:
Р = -у- , КГ/м3.
Для сравнения характеристик плотности различных жидкостей
удобно пользоваться безразмерной величиной относительной плот-
ности р, которая является отношением плотности жидкости р
к плотности воды р0 при 289 К:
В системах гидроприводов и гидроавтоматики рекомендуется
применять жидкости малой плотности. Этим требованиям соот-
ветствуют минеральные масла и синтетические жидкости. У масла
АМГ-10, например р = 850 кг/м3, у жидкости 7-50С-3 р =
== 935 кг/м3, а у ртути р = 13 600 кг/м3. Плотность рабочей жидко-
сти характеризует ее инерционность и, следовательно, потери
давления при течении через гидролинии и дроссели. Если через
одну и ту же гидросистему прокачивать минеральное масло и
ртуть, то потери давления при течении ртути будут в 17 раз
больше, чем при течении минерального масла.
Плотность жидкости зависит от температуры, давления и коли-
чества растворенного в ней воздуха. Однако в рабочем диапазоне
изменений этих параметров плотность жидкости изменяется не-
значительно и при практических расчетах этим изменением обычно
пренебрегают.
Смазывающая способность. Под смазывающей способностью
понимают свойство жидкости, обеспечивающее наименьшее кон-
тактное трение. Поскольку контактное трение приводит к износу
контактирующих и движущихся одна относительно другой по-
верхностей, то жидкости с хорошей смазывающей способностью
уменьшают износ деталей, работающих под нагрузкой. Смазыва-
ющие свойства жидкости особенно необходимы в моменты пуска
механизмов, когда поверхности трущихся деталей в результате
разрушения несущего слоя масляной пленки вступают в непо-
средственный контакт. Кроме того, благодаря хорошей смазыва-
ющей способности жидкости предотвращается непосредственный
контакт выступающих микронеровностей, их нагрев и, следова-
тельно, образование пятен сваривания.
Смазывающую способность каждой жидкости определяют для
конкретных трущихся пар. Ее значение определяют при испыта-
ниях геометрически подобных узлов по размерам пятен износа
или по изменению массы образцов в зависимости от нагрузки
и времени испытаний. Смазывающую способность, например, ми-
неральных масел улучшают введением в них различных присадок:
соединений олова, свинца, серы, фосфора и хлора, имеющих длин-
ные молекулярные цепи.
Вязкость, характеризующая способность слоев жидкости со-
противляться скольжению или сдвигу, является одним из важней-
ших показателей рабочих жидкостей. Вязкость рабочих жидкостей
оценивают коэффициентом динамической вязкости или коэффи-
циентом кинематической вязкости v, связанных между собой
через плотность р:
V=—, М2/С.
р
Вязкость минеральных масел и синтетических жидкостей су-
щественно зависит от температуры. С уменьшением температуры
она резко возрастает. Вязкость жидкого сплава натрия и калия
от температуры практически не зависит.
Вязкость рабочей жидкости оказывает существенное влияние
на величину утечек в щелевых уплотнениях гидравлических
распределителей, гидромоторов и насосов. С уменьшением вяз-
кости утечки возрастают. Она влияет также на величину гидравли-
10
ческого сопротивления дросселей, рабочих окон гидрораспредели-
телей и гидролиний. С увеличением вязкости их гидравлическое
сопротивление потоку увеличивается.
Поскольку вязкость рабочей жидкости характеризует ее сма-
зывающую способность, то, как правило, с уменьшением вязкости
ухудшаются условия смазки скользящих поверхностей элементов
и узлов гидравлических систем. Кроме того, вязкость жидкости
определяет силу вязкого трения подвижных элементов устройств
управления гидропривода, которая часто является демпфиру-
ющим фактором. С уменьшением вязкости демпфирующие свой-
ства ухудшаются.
При изменении температуры минеральных жидкостей от 223
до 323 К их вязкость меняется почти в 250 раз. При этом все
гидравлические цепи системы управления существеннр изменяют
свои характеристики. В связи с Этим вязкость рабочей жидкости
значительно ограничивает диапазон рабочих температур гидра-
влических систем управления.
Растворимость и выделение газов. Все жидкости, в том числе
и рабочие жидкости гидросистем, способны растворять газ, а при
определенных условиях выделять его в виде пузырьков.
Обычно в жидкостях при нормальных условиях газ раство-
ряется в объеме, составляющем до 15% объема жидкости. Эта
величина зависит от давления, температуры и даже плотности
и вязкости жидкости. Количество растворенного газа сильно
увеличивается с увеличением давления и незначительно — с уве-
личением температуры. Процентное содержание газа в жидкостях
с малой вязкостью выше, чем в более вязких жидкостях. Раство-
римость газа в жидкостях с большей плотностью меньшая, чем
в жидкостях с меньшей плотностью.
Степень насыщения газом рабочих жидкостей зависит от вида
газа. У кислорода растворимость выше, чем у азота, а у угле-
кислого газа — самая высокая. Растворенный в жидкости воздух
содержит кислорода на 30% больше, чем его содержится в атмо-
сферном воздухе.
Интенсивность растворения и время насыщения рабочих жидко-
стей газом зависит от площади соприкосновения жидкости с газом
и от интенсивности перемешивания жидкости. В спокойном состо-
янии насыщение жидкости газом может длиться часами, а при
интенсивном перемешивании насыщение жидкости газом проис-
ходит менее чем за несколько минут. Растворение мелких пузырь-
ков газа при резком увеличении давления происходит практи-
чески мгновенно.
Основной причиной выделения газа в гидросистемах является
резкое уменьшение давления и связанные с этим кавитационные
явления, которые проявляются особенно при течении жидкости
через местные гидравлические сопротивления и через рабочие
окна различных дросселей и клапанов. При этом выделение газов
происходит в течение секунд и даже долей секунд.
Выделение растворенных в жидкости газов сопровождается
появлением большого количества мелких пузырьков газа, которые,
соединяясь, создают в гидросистеме газовые пробки. Кроме того,
присутствие нерастворенного газа в рабочей жидкости может
нарушить нормальную работу гидросистемы. Так, например, газ,
попадающий в рабочие полости насоса, ухудшает режим его
работы и приводит к уменьшению подачи, а наличие нерастворен-
ного газа в рабочих полостях гидроцилиндра снижает его гидра-
влическую жесткость и ухудшает динамические свойства привода.
Мелкие пузырьки газа как бы уменьшают плотность и вязкость
жидкости и снижают гидравлическое сопротивление дросселей
и рабочих окон гидрораспределителей, что влияет на статические
и динамические характеристики гидросистемы.
Вспениваемость. Выделяемый из жидкости газ, а также газ,
попадающий в рабочую жидкость в результате контакта и силь-
ного перемешивания жидкости, образуют пену. Пена представляет
собой эмульсию, состоящую из микроскопических пузырьков
газа и жидкости. В пене поверхность контакта или раздела между
жидкостью и газом во много раз больше, чем свободная поверх-
ность рабочей жидкости. В связи с этим в пене более интенсивно
протекают химические реакции, в том числе окисление жидкости.
Пена может явиться причиной кавитации насосов, а также нару-
шения скользящих поверхностей гидроагрегатов в результате
ухудшения смазывающей способности рабочей жидкости. Она
способствует также коррозии стальных деталей.
На интенсивность пенообразования влияют различные фак-
торы. Например, пенообразование резко усиливается при попада-
нии в масло даже небольшого количества воды. Пена более интен-
сивно образуется при добавлении в рабочую жидкость некоторых
присадок, причем это зависит от сочетания рабочей жидкости
и концентрации добавок. Пенообразование у различных жидкостей
разное. У силиконовых жидкостей оно более интенсивно, чем
у минеральных масел. Образование пены также зависит и* от
вязкости жидкости: чем выше вязкость, тем интенсивнее пено-
образование.
Одной из мер борьбы с пеной является введение в рабочую
жидкость специальных противопенных присадок. Стойкость пены
зависит от вязкости, а следовательно, и от температуры рабочей
жидкости. С увеличением температуры пена быстро разрушается.
Кроме того, для уменьшения пенообразования применяют спе-
циальные конструкции гидробаков и пеногасящих насадок (см.
гл. VIII, § 1).
Кавитация. При работе гидроприводов и устройств гидроавто-
матики в отдельных местах и точках гидросистемы давление рабо-
чей жидкости может понизиться до значений давления парообра-
зования. Давление парообразования или давление насыщенных
паров жидкости определяет величину давления, при котором
жидкость закипает, превращаясь в пар.
12
При обратном повышении давления происходит конденсация
паров и слияние пузырьков газа, сопровождающееся местным
гидравлическим ударом. Выделяющаяся при этом энергия превра-
щается в тепло (до 1750 К в точках смыкания пузырей). Местное
повышение давления и температуры объясняется сверхзвуковыми
центростремительными скоростями жидкости при смыкании паро-
вых пузырей.
Явление, сопровождающееся местным выделением паров
жидкости в зонах пониженного давления с последующим смыка-
нием пузырей пара при попадании их в зону повышенного давле-
ния, называют кавитацией жидкостей.
В системах гидроприводов и гидроавтоматики кавитация
является вредным явлением, так как происходит разрушение
рабочей жидкости под действием точечных высоких температур
и резких ударных давлений. Кавитационные явления на поверх-
ности стенок гидросистемы и элементов вызывают разрушение
этих поверхностей. Разрушению металлов и жидкости способ-
ствуют также электрические процессы и окисление кислородом
воздуха, выделяющегося вместе с паром при разрыве жидкости.
Кавитационные явления наиболее часто возникают в рабочих
полостях насосов, гидродвигателей и дросселирующих золотнико-
вых гидрораспределителей, а также в клапанах.
Одной из эффективных мер борьбы с кавитацией является по-
вышение давления в зонах возможного разрыва жидкости. Кроме
того, применяют стойкие к коррозии металлы или покрытия
(бронзу, коррозионностойкую сталь и титан). Кавитация быстро
разрушает углеродистые стали и чугуны.
Сжимаемость. Все жидкости под действием давления сжи-
маются, т. е. изменяют свой объем. Это явление называют сжима-
емостью жидкости.
Степень сжимаемости у разных жидкостей различна. У воды
она незначительна, у минеральных масел и синтетических жидко-
стей настолько ощутима, что не учитывать сжимаемость при рас-
чете характеристик и проектировании гидросистем нельзя. Сжи-
маемость жидкости характеризуется изотермическим или адиаба-
тическим модулем объемной упругости. Учитывая, что в гидро-
приводах и системах гидроавтоматики гидромеханические про-
цессы протекают быстрее, чем тепловые, на практике обычно учи-
тывают адиабатический модуль объемной упругости, который
в дальнейшем условимся называть объемным модулем упругости
жидкости Е.
Величина Е зависит от ряда факторов. С увеличением давления
от 0 до 50 МПа объемный модуль упругости увеличивается по
линейному закону. Также по линейному закону он увеличивается
с уменьшением температуры в диапазоне 200—350 К. Однако
изменение объемного модуля упругости в рабочем диапазоне изме-
нения температур и давления не превышает 10%, и этим измене-
нием на практике обычно пренебрегают.
13
Рис. 1. Характер зависимости модуля
объемной упругости минерального масла
от давления
На величину модуля объ-
емной упругости рабочей
жидкости, особенно при
малых давлениях, сущест-
венно влияет нерастворе ii-
ный газ, который почти
всегда содержится в жидко-
сти работающей гидроси-
стемы. Количество нераство-
ренного газа в жидкости
зависит от времени работы
гидросистемы после ее вклю-
чения. Если до включения
гидросистемы нерастворен-
ный газ отсутствует, то через
8—16 мин объем нераство-
ренного газа может соста-
вить Vr = 0,02 4- 0,06, а в
некоторых случаях и боль-
шую величину. Объем газа
«г
Vr является отношением
объема нерастворенного газа к объему жидкости (безразмерная
величина).
Аналитическое определение модуля объемной упругости за-
труднено, поэтому на практике его определяют экспериментально.
Следует отметить, что экспериментальные методы определения
модуля объемной упругости недостаточно отработаны и поэтому
они дают скорее качественную картину, чем количественную.
Характер зависимости модуля объемной упругости минераль-
ного масла типа АМГ-10 от давления для разных объемов нерас-
творенного газа приведен на рис. 1. Здесь же приведены графики,
связывающие модуль объемной упругости жидкости без газовых
включений с давлением при трех значениях температур. На гра-
фике также отмечена точка £0, являющаяся паспортным значе-
нием модуля объемной упругости жидкости в состоянии поставки
(нерастворенный газ отсутствует, Т = 293 К, давление атмосфер-
ное). При наличии нерастворенного газа и малых давлениях
модуль объемной упругости жидкости существенно меньше его
паспортного значения.
Сжимаемость жидкости существенно влияет на собственную
частоту колебаний гидросистем (с уменьшением модуля объемной
упругости уменьшается собственная частота), уменьшает подачу
объемных насосов и их объемный КПД. Она может служить при-
чиной неустойчивых движений следящих гидросистем, нагружен-
ных значительными массами. Понижение давления в трубах при
гидравлическом ударе также является следствием сжимаемости
жидкости.
14
Для уменьшения количества нерастворенного газа в гидро-
системах применяют, например, вакуумизацию жидкости в соче-
тании с герметизацией гидросистемы.
Воспламеняемость рабочей жидкости является важным пока-
зателем для гидросистем, особенно предназначенных для работы
в закрытых помещениях с повышенной температурой.
Для жидкостей существует три показателя воспламеня-
емости.
Температура вспышки — температура, при которой пары рабо-
чей жидкости в смеси с окружающим воздухом вспыхивают при
поднесении к ней пламени. Температуру вспышки определяют
в закрытом или в открытом тигле, причем в закрытом тигле ее
значение на 10—20 К ниже, чем в открыто^. Поэтому с точки зре-
ния безопасности лучше пользоваться данными, полученными
в закрытом тигле.
Температура воспламенения — температура, при которой
нагреваемая жидкость загорается при поднесении к ней пламени
и горит не менее 5 мин.
Температура самовоспламенения — температура, при которой
нагреваемая жидкость самовозгорается.
Для минеральных масел типа АМГ-10 температура вспышку
в открытом тигле составляет 365—390 К, температура воспламенен
ния — около 500 К, а температура самовоспламенения — околф
520 К. Таким образом, нижний температурный предел для легких
масел с точки зрения воспламеняемости жидкости составляет
360—390 К.
Токсичность. Сами по себе основы минеральных масел не
являются токсичными. Однако некоторые присадки, добавляемые
в рабочие жидкости для улучшения тех или иных их свойств,
могут быть токсичны. Отравление может происходить как в ре-
зультате вдыхания паров токсичных веществ, так и в результате
проникновения этих веществ в организм через кожу.
Следует также учитывать, что при высоких давлениях струя
жидкости, попавшая на кожу, может привести к сильному механи-
ческому повреждению тканей, которые в результате биологиче-
ской несовместимости с даже нетоксичной жидкостью могут долго
заживать. Известны случаи, когда в результате инъекции жидкости
под кожу происходило омертвление тканей.
Указанные неприятные возможности следует учитывать при
выборе жидкости и при работе с ней.
Электрические свойства. Большинство современных гидропри-
водов и систем гидроавтоматики работает совместно с электро-
магнитными и чисто электрическими устройствами, необходимыми
для дистанционного управления или телеметрии.	?
Если рабочая жидкость, контактирующая с выводами провод-
ников, различными электрическими обмотками и самими провод-
никами, обладает значительной электропроводностью, то это
может привести к замыканию электрической цепи, ее разрыву.
15
В результате нарушения изоляции может произойти искрение,
загорание жидкости, а при неблагоприятных условиях — взрыв.
Поэтому при выборе жидкостей для работы с электрическими
устройствами учитывают такие ее параметры, как сопротивление
изоляции, градиент напряжения пробоя жидкости и иногда —
диэлектрическую постоянную.
§ 3.	ОСОБЕННОСТИ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ РАБОЧИХ
ЖИДКОСТЕЙ С ОГРАНИЧИВАЮЩИМИ СТЕНКАМИ
КАНАЛОВ ПРИ ТЕЧЕНИИ
Рис. 2. Схемы течения затопленных струй:
а — ограничивающие стенки расположены на
большом расстоянии от струи; б —» ограничи-
вающая стенка расположена близко от струи
Эффект прилипания струи к ограничивающей стенке. Если
струя жидкости под действием давления вытекает из отверстия
в затопленную полость, в которой ограничивающие стенки нахо-
дятся на достаточно большом расстоянии от струи, то струя в ре-
зультате взаимодействия с окружающей ее жидкостью по мере уда-
ления от отверстия разрушается. Схема течения такой затоплен-
ной струи и распределение в ней скоростей показаны на рис. 2, а.
Ядро постоянных скоростей /, где максимальная скорость струи
равна начальной скорости струи на срезе сопла, имеет протяжен-
ность порядка четырех диаметров сопла dc. В зоне 3 установивше-
гося турбулентного потока максимальная скорость струи резко
уменьшается по мере удаления от среза сопла, так как вся энергия
струи уходит на вихреобразование захваченной ею жидкости.
В зоне 2 происходит раз-
рушение ядра постоянных
скоростей.
Если на близком рас-
стоянии от струи располо-
жить ограничивающую
стенку, как показано на
рис. 2, б, то струя жидко-
сти при определенных чис-
лах Рейнольдса прилип-
нет к этой стенке. Это
объясняется следующим.
Из-за близкого располо-
жения стенки к струе жид-
кости поток, увлекаемый
ею, со стороны стенки
уменьшается, уменьшается
и давление с этой стороны
струи. Давление с проти-
воположной стороны
струи, где захват струей
жидкости не вызывает
ограничений, окажется
большим. Поэтому струя
под действием перепада давления будет прижата к близлежащей
стенке, а в зоне низкого давления около среза сопла образуется
вихрь.
Эффект прилипания струи к ограничивающей стенке про-
является в ограниченном диапазоне чисел Рейнольдса, который
зависит от размеров сопла питания, конфигурации и расположе-
ния стенки относительно струи. Для сопл диаметром до 5 мм
нижнее значение числа Рейнольдса примерно 1000.
Эффект прилипания струи к ограничивающей стенке находит
широкое применение как в дискретных, так и в аналоговых эле-
ментах струйной гидроавтоматики и системах гидравлической
вычислительной техники.
Облитерация. Экспериментально установлено, что расход даже
самой тщательно очищенной жидкости через щели и отверстия ма-
лых размеров не подчиняется классическим законам гидродина-
мики и не может быть подсчитан по формуле Пуазейля, так как
он со временем уменьшается. Интенсивность уменьшения расхода
зависит от перепада давления, геометрической формы и линейных
размеров щелей и отверстий, типа рабочей жидкости, ее чистоты,
температуры и материала стенок щелей и каналов.
Уменьшение расхода жидкости через щели микронных разме-
ров, которое называется облитерацией, можно объяснить следу-
ющим. Рабочая жидкость содержит активно-полярные молекулы,
а металлические стенки щелей обладают поверхностной энергией
в виде внешнего электрического поля. Это поле у единичной
поверхности слабое, однако, будучи расположенным между двумя
поверхностями, оно простирается на большее расстояние, а его
интенсивность увеличивается с уменьшением расстояния между
поверхностями щели. Протекание жидкости через такую щель
сопровождается отложением поляризованных молекул на ее стен-
ках. Толщина слоя поляризованных молекул может достигать
10 мкм.
Физические свойства слоя поляризованных молекул отли-
чаются от свойств рабочей жидкости. Этот слой обладает свой-
ствами квазитвердого тела. Он может выдержать большие нагрузки
не разрушаясь.
В начале образования слоя поляризованных молекул процесс
идет интенсивно. По мере наращивания этого слоя в результате
экранизации поляризованными молекулами силового поля по-
верхностей щели и ослабления связи между удаленными от этих
поверхностей поляризованными ^молекулами интенсивность
облитерации уменьшается.
Причиной уменьшения расхода в^ времен^'ирихТ^чеушТЗ^Ггдао^
сти через малые щели и отверстия мржёт быть- и ^йчу^.м^стёйках
щелей и отверстий могут отлагаться смолЬпод^иде;‘И»’глй^Ш1-;
ческие частицы загрязнений, а также мПтке^имАь мёсто’Довышё-
ние вязкости части жидкости, находящейся в^псГЛе-Аайетвия
поверхности ограничивающих стенок.
-А-з___17
’ БИБЛИОТЕКА |
KASAHCRqrO j
Характер изменения от-
носительного расхода фщ,
являющегося отношен ием
действительного расхода к
максимальному, через плос-
кие щели во времени показан
на рис. 3. Анализ этих гра-
фиков показывает, что с уве-
личением перепада давления
при постоянном зазоре интен-
сивность облитерации увели-
чив аетс я.	У вел и чи в аетс я
также интенсивность облите-
Рис. 3. Характер изменения расхода че- рации при постоянном пере-
рез плоскую щель ео времени	паде давления с уменьше-
нием зазора. При зазоре
более 22 мкм и протекании
жидкости АМГ-10 расход со временем не уменьшается. При
протекании через этот же зазор масла веретенного АУ при
том же перепаде давления расход со временем уменьшается, но
полного заращивания щели не происходит, как это имеет место
при протекании жидкости АМГ-10 через щель с зазором 10 мкм.
Эффект уменьшения расхода во времени проявляется и при
течении жидкости через круглые отверстия. Предельное значение
диаметра отверстия, при котором облитерация не проявляется,
для разных жидкостей разное. Так, например, для жидкости
АМГ-10 он равен 0,12 мм, а для масла веретенного АУ — 0,5 мм.
Наиболее эффективным средством борьбы с облитерацией
является механическое удаление слоя поляризованных молекул,
которое можно обеспечить, например, относительным перемеще-
нием поверхностей щели. Этого достигают в цилиндрических
плунжерных парах за счет вращения плунжера или гильзы,
обеспечения возвратно-поворотных или возвратно-поступательных
движений с высокой частотой и малой амплитудой.
Поляризованный слой молекул может быть разрушен и путем
увеличения перепада давления. Однако после этого щель снова
начинает заращиваться, но уже более интенсивно.
Свойство жидкости заращивать проходные сечения малых
щелей и отверстий необходимо учитывать при испытании агрега-
тов и их элементов, а также при их проектировании.
Распределение давления в кольцевых щелях, образованных
осевыми отверстиями гильз и цилиндрическими поверхностями
плунжеров, оказывает существенное влияние на величину сил
контактного трения и усилий страгивания последних, а также
на величину утечки через зазоры в результате изменения их гео-
метрических форм.
На практике обычно невозможно изготовить плунжер и гильзу
с идеальной геометрией. Так, например, при доводке золотников
18
*
♦

-i ElniTl ttlten Ulito
Рис. 4. Характерные зазоры плунжерных цилиндрических пар с эпюрами
распределения давления при эксцентриситете плунжера и отверстия
гильзы
имеет место бочкообразность, конусность, овальность и огранка
их буртов. Кроме того, крайние части поверхности буртов могут
иметь скругления, наплывы и заусенцы, или под действием давле-
ния поверхности гильзы и плунжера могут деформироваться.
Однако для понимания причин появления радиальной составля-
ющей силы от давления в зазоре удобно рассматривать плунжеры
и гильзы со смещенными параллельно осями и с тремя характер-
ными зазорами (рис. 4). У каждой плунжерной пары давление
слева рг больше давления справа р2.
Первая пара (рис. 4, а) имеет идеальную цилиндрическую
поверхность отверстия и плунжера. Давление в верхней и нижней
части зазора уменьшается одинаково по линейному закону. По-
этому радиальная составляющая будет равна нулю при любом
эксцентриситете (ось отверстия параллельна оси плунжера).
Вторая пара (рис. 4, б) имеет идеальную цилиндрическую
поверхность отверстия и конусную поверхность плунжера, кото-
рые образуют расходящуюся щель. В верхней части зазора вогну-
тость эпюры распределения давления будет меньшей, чем в ниж-
ней части зазора. В результате радиальная составляющая силы
будет направлена вниз, т. е. в сторону увеличения эксцентриси-
тета. Она стремится прижать плунжер к нижней поверхности
отверстия.
Третья пара (рис. 4, в) аналогична второй, но со сходящимся
зазором. Здесь нижняя часть эпюры более выпукла, чем верхняя,
поэтому радиальная составляющая сила направлена в сторону
уменьшения эксцентриситета. Она центрирует плунжер относи-
тельно внутренней поверхности отверстия.
При осевом перекосе плунжера и отверстия, имеющих идеаль-
ную цилиндрическую поверхность, как показано на рис. 5, а,
эпюра распределения давления будет сверху выпуклой, а внизу —
вогнутой. Результирующая радиальная составляющая будет при-
жимать плунжер к нижней поверхности гильзы.
19
Рис. 5. Распределение давления в кольцевых зазорах цилиндрических пар
при перекосе плунжера относительно гильзы
Если учесть, что отличию эпюр давления будет способствовать
и облитерация, то можно ожидать существенного увеличения
радиального усилия, что и подтверждается на практике. Так,
например, для гладкого плунжера диаметром 16 мм при перепаде
давления 25 МПа для осевого смещения плунжера необходимо
приложить усилие 500 Н.
Наиболее приемлемым и широко распространенным способом
уменьшения радиальной составляющей силы является способ,
основанный на выравнивании давления в диаметрально противо-
положных точках кольцевого зазора с помощью кольцевых про-
точек на цилиндрической поверхности плунжера, как показано
на рис. 5, б или на рис. 5, в. Применение разгрузочных кольцевых
проточек позволяет уменьшить осевые усилия страгивания
в сотни раз.
Потери давления в гидролиниях. Каких-либо строго определен-
ных количественных ограничений на величину потерь давления
в гидролиниях не существует. Потери давления обусловлены
геометрическими размерами гидролиний, скоростью и вязкостью
рабочей жидкости. Поэтому уменьшение потерь давления связано
с увеличением размеров гидролиний и веса всей гидросистемы.
Кроме того, в быстродействующих системах увеличение размеров
гидролиний и объема заключенной в них жидкости повышает
влияние сжимаемости жидкости на динамические характеристики,
ухудшая последние.
При расчете потерь давления гидролинии обычно разбиваются
на ряд местных гидравлических сопротивлений, которые соеди-
нены параллельно или последовательно. При последовательном
соединении местных гидравлических сопротивлений, если нет их
взаимного влияния из-за близкого расположения, потери давле-
ния складываются.
Обычно в гидравлических приводах и гидравлических систе-
мах управления гидролинии стараются делать короткими. Это
20
приводит к взаимному влиянию местных гидравлических сопро-
тивлений. В результате погрешность определения потерь давления
оказывается очень большой. В связи с этим потери давления
в гидролиниях систем гидроавтоматики и гидроприводов опре-
деляют экспериментально.
При проектировании можно пользоваться ориентировочными
практическими рекомендациями допустимой скорости потока
жидкости в гидролиниях в зависимости от давления:
Давление, МПа......... 1	2,5	5	10	15	20
Допустимая скорость жид-
кости, м/с............ 1,3	2	3	4,5	5,5	6
При уточненном расчете потерь давления в гидролиниях?
которые также ориентировочно должны составлять 5—10% от
давления питания. Значение геометрических размеров гидролинии*
уточняется с учетом веса системы, номенклатуры труб и размеров
технологических инструментов. Учитывается при этом и влияние
объема жидкости, заключенного в гидролиниях, на динамику
системы за счет сжимаемости рабочей жидкости.
Глава
И
ГИДРОДРОССЕЛИ И ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ
ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ
§ 1. ПОСТОЯННЫЕ ГИДРОДРОССЕЛИ
Постоянные гидродроссели или просто дроссели предназначены
для создания перепада давления на определенных участках гидро-
линии при течении через нее рабочей жидкости. Они выполняют
по-существу роль активных гидравлических сопротивлений.
Постоянные дроссели широко применяются в проточных гидро-
распределителях, например в гидрораспределителях типа сопло —
заслонка, в качестве функционально необходимых элементов,
а также для уменьшения давления питания, подводимого к раз-
личным устройствам гидроавтоматики с постоянным потребле-
нием расхода. Применяются постоянные дроссели и для демпфиро-
вания механической системы манометров и датчиков давления.
Квадратичные турбулентные дроссели. Широко применяются
в различных устройствах гидроавтоматики простые гидродрос-
сели, представляющие собой отверстие в пластинке. Схемы таких
дросселей приведены на рис. 6. Их принято условно делить на
шайбы и втулки.
Под шайбой понимают дроссель, диаметр отверстия d0 в кото-
ром значительно больше толщины пластины /0. Конструктивные
схемы шайб показаны на рис. 6, а и б.
Втулка, изображенная на рис. 6, в, представляет собой также
отверстие в пластине. Однако ее длина /0 больше диаметра d0
в несколько раз.
Шайбы и втулки отличаются не только геометрическим соотно-
шением конструктивных параметров, но и зависимостью характе-
ристик от числа Рейнольдса и от величины противодавления.
Режим течения в шайбах и втулках может быть как турбулент-
ным, так и ламинарным. Однако в большинстве случаев они рабо-
тают в турбулентном режиме. В этом случае в шайбах и втулках
зависимость между расходом и перепадом давления квадратичная.
Этим обусловлено и то, что они иногда называются или турбулент-
ными, или квадратичными дросселями.
Постоянные гидродроссели в общем случае обозначаются
условно, как показано на рис. 7, а и б. В тех случаях, когда необ-
22
Рис. 6. Схемы постоянных квадратичных (турбулентных)
гидродросселей
ходимо отметить квадратичную зависимость между расходом
и перепадом давления, можно применять условное изображение
показанное на рис. 7, в.	’
Расход через квадратичный дроссель Qff с площадью его отвер-
стия /д и с перепадом давления Ард связан зависимостью
<?Д = Мд
или
Коэффициент расхода шайбы зависит только от числа Re. Эта
зависимость показана на рис. 8 сплошной кривой. Следует отме-
тить, что приведенный график справедлив для отверстий с иде-
ально острыми кромками.
При течении жидкости через втулку коэффициент расхода
дросселя зависит не только от числа Re, но и от величины противо-
давления рд2. На рис. 8 штриховыми линиями показано изменение
коэффициента расхода втулки для жидкости АМГ-10 при различ-
ных значениях противодавления рд2. Характер изменения этих
кривых объясняется влиянием противодавления рд2 на степень
сжатия струи в отверстии втулки.
Графики зависимости рд = f (Re) соответствуют случаю, когда
размеры подводящего и отводящего каналов намного больше,
чем размеры отверстий дросселей, а кромки отверстий — острые.
При меньших размерах каналов, а также больших длинах втулок
и скругленных кромках графики будут отличаться от приведенных
Рис. 7. Условные обозначения постоянных дросселей
23
Рис. 8. Зависимость коэффициента расхода квадратичных гидродросселей
от числа Рейнольдса:
сплошная линия — для отверстия в тонкой стенке (шайбы); штриховые линии »
для втулки (/0 = 1,5 мм; d0 = 0,98 мм)
качественно и количественно. На практике такие графики полу-
чают для конкретных гидравлических сопротивлений экспери-
ментально.
Когда при малых расходах рабочей жидкости необходимо обес-
печить значительные перепады на постоянных дросселях, а раз-
меры отверстий шайб или втулок настолько малы, что затруднено
их выполнение или есть опасность возникновения облитерации
или засорения, ставят последовательно несколько шайб пш, а от-
верстия располагают так, чтобы их оси не совпадали. Такой по-
стоянный дроссель обычно называют пакетом шайб.
Для приближенных расчетов при развитом турбулентном ре-
жиме течения потери давления на пакете шайб Дрп можно опре-
делить по формулам
ЛРп = «ш -т )
или
Однако, если пакет состоит из набора втулок, что обычно
делается по технологическим соображениям, указанная формула
может привести к ошибке до 20—40% в области высоких чисел
Рейнольдса.
Это объясняется наличием противодавления на каждой втулке,
входящей в состав пакета, и, кроме того, неполным гашением
скорости после выхода жидкости из предыдущей втулки. На со-
противление пакета шайб оказывает влияние также гидравли-
ческое сопротивление промежутка между шайбами, которое, кроме
того, влияет на условие входа жидкости в отверстия последу-
ющих шайб. Чтобы уменьшить это влияние, рекомендуется* рас-
стояние между шайбами брать не менее 1,4d0, а /0	0,2 d0.
24
Линейные ламинарные дроссели. В тех случаях, когда про-
стыми средствами' необходимо обеспечить гидравлическое сопро-
тивление <потоку жидкости с линейной зависимостью между рас-
ходом и (перепадом давления, в качестве постоянных дросселей
применяются капилляры — каналы с малыми проходными сече-
ниями dK и большой длиной /к (lK/dK 20), в которых силы вяз-
кого сопротивления являются преобладающими.
На участке установившегося ламинарного потока жидкости
через капилляр связь
Дрк, длиной участка/л,
находится с помощью
между расходом QK, перепадом давления
его диаметром dK и параметрами жидкости
формулы Пуазейля:	Лц
к 128ру/л п	—
7 л Д/ 6
На начальном участке капилляра ZH. у, длина которого опреде-
ляется как
н. у
0,03 Re 4,
перепад давления Д/?н. у находится с помощью приближенной
формулы
An	Qk
у ~ л2^ Re ’
Поскольку Дрк = Дрн.у + Дрл [29], то линейность зависимости
между расходом и перепадом давления на капилляре будет иметь
место в ограниченном диапазоне перепадов давления или чисел
Рейнольдса, так как с увеличением этих параметров увеличивается
длина начального участка с квадратичной зависимостью между
расходом и перепадом давления и уменьшается длина линейного
участка со стабилизированным ламинарным течением. Это под-
тверждается экспериментально. Так, например, у капилляра
длиной /к — 100 мм при проливке масла веретенного АУ при
Т = 313 К нарушение линейной зависимости между расходом
и перепадом давления наступало при следующих значениях диа-
метра капилляра и перепада давления: dK = 0,5 мм — Дрк =
= 0,5 МПа; dK = 0,7 мм — Дрк = 0,2 МПа; dK = 1 мм — Дрк =
= 0,1 МПа.
Поэтому капилляры широко применяются в качестве гидра-
влических сопротивлений в гидравлических решающих усилите-
лях, где давление не превышает 0,3 МПа.
Линейные ламинарные дроссели, применяемые в гидравли-
ческих решающих усилителях, могут быть выполнены в виде
винтовой канавки прямоугольного сечения на стержне, который
вставляется по скользящей посадке в цилиндрическое отверстие
корпуса дросселя. Длина капилляра в таком дросселе может
достигать 500 мм. Изменение гидравлического сопротивления
в нем может быть осуществлено перемещением в осевом направле-
нии стержня с винтовой канавкой.
25
Рис. 9. Зависимость расхода через ка-
пилляр от перепада давления при раз-
личных значениях его длины и темпера-
туры рабочей жидкости
На рис. 9 сплошными лини-
ями приведены зависимости рас-
хода масла веретенного АУ при
Т = 282 К через ламинарный
дроссель от перепада давления
при разных длинах винтовой
канавки сечением 1 X 1 мм.
Штрихпунктирные прямые по-
строены по формуле Пуазейля.
Здесь же нанесены штриховыми
линиями графики для капил-
ляра длиной 450 мм при Т =
= 303 К и Т = 343 К соответ-
ственно. Как видно из сравне-
ния этих графиков, темпера-
тура рабочей жидкости суще-
ственно влияет на гидравличе-
ское сопротивление капилляра.
Линейные турбулентные дро-
ссели. Для увеличения диапа-
линейная
зона перепадов давлений, при которых обеспечивается
связь между расходом и перепадом давления, а также уменьшения
влияния температуры рабочей жидкости на величину гидравли-
ческого сопротивления в последнее время создаются постоянные
дроссели с турбулентным режимом течения, в которых квадратич-
ность зависимости между расходом и перепадом давления компен-
сируется формой рабочего окна, площадь которого зависит от
перепада давления.
Принципиальная схема такого дросселя показана на рис. 10, а.
Он состоит из золотника 2 корпуса 4 и пружины L Рабочая
жидкость подается к правому торцу золотника, а полость левого
торца соединена гидролинией 3 с выходом.
При появлении расхода 0д на рабочем окне дросселя создается
перепад давления Дрд, который, перемещая золотник 2 и пре-
одолевая силу пружины 1 с жесткостью сд, открывает рабочее окно
Рис. 10. Принципиальная схема линейного турбулентного*
дросселя с нелинейной формой рабочего окна:
а — вид сбоку; б — форма отверстия рабочего окна
26
дросселя. Для определения формы рабочего окна, которая может
обеспечить линейную зависимость между расходом и перепадом
давления, необходимо составить три уравнения: уравнение рас-
хода фд = р,3/0 J/ уравнение перепада давления Лрд! =*
= ~A-xi и уравнение площади рабочего окна
/ о
X
fo = J ь (Xi) dXi.
О
Совместное решение этих уравнений с последующим дифферен-
цированием по b (xt) дает уравнение, связывающее ширину рабо-
чего окна b (Xj) с остальными параметрами:
^д
где
_	<?д	~1/ Р£д
д 2р3 Ард г 2fQ
Таким образом, ширина рабочего окна b (xz) должна умень-
шаться по мере смещения золотника при увеличении расхода по
квадратичной параболе, как показано на рис. 10, б.
Другой реализацией этой идеи может служить линейный тур-
булентный дроссель (рис. 11), в котором квадратичная зависимость
между расходом и перепадом давления компенсируется нелиней-
ной жесткостью пружины, роль которой выполняет мембрана 3
с отверстием в центре, жестко заделанной в корпусе /, и измене-
нием площади проходного сечения рабочего окна, образованного
отверстием в мембране и конусом 2.
Рис. 11. Схема линейного турбу-
лентного дросселя с нелинейной
характеристикой жесткости
пружины и переменной пло-
щадью рабочего окна
Рис. 12. Зависимость расхода через
линейный турбулентный дроссель
от перепада давления при разных
температурах рабочей жидкости
27
Зависимость расхода от перепада давления для одного из
таких линейных турбулентных дросселей дана на рис. 12. Изме-
нение температуры рабочей жидкости незначительно влияет на
гидравлическое сопротивление линейного турбулентного дросселя
(в сравнении с капиллярами).
§2. РЕГУЛИРУЕМЫЕ ДРОССЕЛИ СОПЛО — ЗАСЛОНКА
♦
Регулируемые дроссели сопло — заслонка представляют собой
устройства, состоящие из сопла и плоской заслонки, которая
перемещается вдоль оси сопла и изменяет площадь кольцевой
щели между торцом сопла и заслонкой, что приводит к изменению
гидравлического сопротивления дросселя. В регулируемом дрос-
селе сопло — заслонка запорно-регулирующий элемент (заслонка)
при сборке и настройке требует только одной степени свободы —
вдоль оси сопла. Регулируемые дроссели сопло — заслонка могут
работать на слабо очищенных жидкостях благодаря наличию
зазора между соплом и заслонкой, а их характеристики имеют
удовлетворительную стабильность в большом диапазоне темпера-
тур, так как в регулируемом зазоре преобладает турбулентный
режим течения жидкости.
В гидроприводах и устройствах гидроавтоматики применяются
два типа регулируемых дросселей сопло — заслонка, которые
отличаются направлением движения жидкости.
В большинстве применяемых дросселей жидкость движется
от сопла к заслонке (рис. 13, а). В дросселях такого типа кон-
структивно проще защищать рабочие зазоры от загрязнений.
Кроме того, в этом случае сила от воздействия потока жидкости
направлена в сторону увеличения зазора между соплом и за-_
слойкой.
На рис. 13, б приведена схема регулируемого дросселя сопло —
заслонка, в котором поток рабочей жидкости направлен от за-
слонки к соплу. В этом случае несколько усложняется защита
рабочего зазора от засорения механическими частицами, а силовое
воздействие потока направлено в сторону уменьшения зазора
между соплом и заслонкой.
Рис. 13. Схемы, и условное изображение регулируемых дроссе-
лей сопло — заслонка
\
28
На рис. 13, в показано условное изображение регулируемых
дросселей, которое можно использовать и при изображении регу-
лируемого дросселя сопло — заслонка.
Течение жидкости в зазоре между соплом и заслонкой. Течение
жидкости на конечном участке сопла и в зазоре между соплом
и заслонкой сопровождается сложными физическими явлениями
и требует особого анализа.
В верхней части рис. 14 показан разрез рабочей части регули-
руемого дросселя сопло — заслонка в увеличенном масштабе.
Характерными геометрическими параметрами этого устройства
являются: диаметр сопла диаметр торца сопла dT, текущее
расстояние между соплом и заслонкой и угол наружного конуса
сопла 6С.
Поток рабочей жидкости, попадая из отверстия сопла 2 в рабо-
чий зазор, плавно сужается. Поэтому в центре отверстия сопла
образуется конус 5, основание которого лежит на поверхности
заслонки 1. В области, ограниченной этим конусом, средняя
скорость жидкости равна нулю, поэтому давление в этой области
равно давлению на поверхности центральной части заслонки ра.
Далее рассмотрим движение жидкости в относительно малом
зазоре hL1 слева. Поток жидкости, попадая в зазор между соплом
и заслонкой, срывается с кромки сопла, образованной его отвер-
стием и плоскостью торца. Некоторый путь крайние границы
этого потока не касаются торца сопла, а затем прилипают к нему.
Рис. 14. Схема течения жидкости в регулируемой части дрос-
селя сопло — заслонка
29
В зоне 4, где поток отрывается от торца сопла, имеет место наи-
большее сужение потока. Поэтому здесь давление понижается
и может достигать значительно меньших значений, чем давле-
ние р2 за пределами зазора. Этот режим течения является без-
отрывным, т. е. потоку фактически не удается оторваться от торца
сопла.
При больших значениях зазора hi2 (справа на рис. 14) поток
жидкости, отрываясь от кромки, образованной отверстием сопла
и плоскостью его торца, движется в полость с давлением р2,
к торцу сопла не прилипая. Этот режим течения является от-
рывным.
Эпюра распределения давления по радиусу заслонки /?3 для
каждого режима течения различна. Если при отрывном течении
давление на заслонке плавно уменьшается от р3 до р2, то при без-
отрывном течении оно может в области сужения потока принимать
и отрицательные значения.
Переход от одного режима течения к другому при изменении
зазора между соплом и заслонкой можно объяснить следующими
причинами. Зазор между соплом и заслонкой для потока является
расходящимся насадком, так как по мере увеличения текущего
диаметра или радиуса заслонки площадь' кольцевой щели в за-
зоре увеличивается. Она определяется ттд формуле = 2nR3ht.
На нижней части рис. 14 приведен график изменения площади
зазора в зависимости от текущего радиуса заслонки /?3, т. е.
пространственный зазор между соплом и заслонкой представлен
плоской моделью. Из этого графика видно, что при малых зазо-
рах (йп) щель расширяется незначительно. Поэтому в ней созданы
условия для прилипания потока к торцу сопла с неизбежным
сужением потока на начальном участке зазора. При больших
зазорах (Л/2) расширение зазора становится существенным и поток
к .торцу сопла уже прилипнуть не может.
Следует отметить, что величина зазора, при котором меняется
режим течения потока рабочей жидкости, не является однознач-
ной, а зависит от направления движения заслонки. При удалении
заслонки от сопла переход от безотрывного режима течения к от/-
рывному происходит при больших значениях зазора, чем переход
от отрывного режима течения к безотрывному при приближений
заслонки к соплу. Поскольку сжатие потока при отрывном течении
больше, чем при безотрывном, то при одном и том же зазоре при
удалении заслонки расход может оказаться большим, чем при ее
приближении к соплу. Таким образом, расходная характеристика
регулируемого дросселя сопло — заслонка при переходе границы
отрывного и безотрывного режимов течения будет иметь неодно-
значность. Кроме того, изменение эпюры давлений на заслонке
в этом случае приведет также к неоднозначности силового воздей-
ствия на заслонку. Все это может привести к возникновению вы-
сокочастотных колебаний в системе, где применяется такой регу-
лируемый дроссель сопло — заслонка.
30
Среди мер, позволяющих исключить существование двух видов
течения (отрывного и безотрывного), следует отметить следующие.
1.	Скругление острых кромок сопла. В этом случае будет
существовать только безотрывный режим течения и отсутствовать
неуправляемый участок зоны разряжения. Этот способ редко
применяется из-за технологической сложности изготовления и
контроля.
2.	Повышение противодавления в полости, куда вытекает
жидкость из зазора. В этом случае за счет деформации потока
противодавлением почти полностью исключается отрывной режим
течения. Применение этого способа возможно только в устрой-
ствах, в которых конструкция позволяет существенно повышать
противодавление без опасности разрушения.
3.	Уменьшение диаметра торца сопла. При достаточно малой
ширине кольцевой поверхности торца поток не успевает прилип-
нуть к нему, что исключает в рабочем диапазоне смещения за-
слонки безотрывный режим течения. Этот способ является наи-
более распространенным, так как является доступным для кон-
троля и простым для изготовления. На практике диаметр торца
делают на 20—40% больше, чем диаметр сопла, так как при мень-
шем dT/dc может нарушиться торец как из-за несовпадения осей
отверстия и конуса сопла, так и из-за ударов заслонки о торец
сопла.
Характеристики регулируемых дросселей сопло — заслонка.
В создании гидравлического сопротивления потоку рабочей жидко-
сти участвует не только зазор между соплом и заслонкой, но
и нерегулируемый участок сопла, по которому к зазору подводится
жидкость. Потери на нерегулируемом участке сопла зависят от
геометрии и размеров подводящего канала. По этому показателю
сопла принято разделять на два вида: с глухим цилиндрическим
и с комбинированным насадком.
На рис. 15 приведены примеры выполнения внутренних кана-
лов сопл. Глухой цилиндрический насадок цмеет сопло, изобра-
женное на рис. 15, а. Достоинством такого сопла является гео-
метрическая простота и отсутствие каких-либо дополнительных
заглушек для герметизации от наружных утечек жидкости. Сопла
с глухими каналами применяются в случае, когда dc > 1 мм,
а длина канала /н мала (ljdc < 10). При d~ < 0,5 мм и ZH/dc > 10
сопла с глухими каналами не технологичны из-за сложности
обработки и замера размеров канала. Кроме того, потери давления
0)	0)
Рис. 15. Примеры выполнения внутренних каналов сопл
31
на таком канале являются значительными, что ограничивает
диапазон рабочих смещений заслонки.
С точки зрения качества обработки отверстия сопла более
технологичными являются сопла с комбинированными насадками,
например сопло 2, изображенное на рис. 15, б, имеющее заглушку
1 в торце подводящего канала, или сопло, изображенное на
рис. 15, в. У последнего сопловая часть выполнена в виде само-
стоятельного насадка 2 из твердого сплава, которое запрессовы-
вается в сопло 1 или устанавливается в гнездо корпуса с последу-
ющей развальцовкой.
На рис. 16 приведены экспериментально полученные характе-
ристики зависимости расхода через сопла с одинаковыми значе-
ниями диаметров сопла и торца от величины расстояния между
соплом и заслонкой при одинаковых постоянных значениях пере-
пада давления на регулируемых дросселях сопло — заслонка с глу-
хим цилиндрическим насадком (штриховые линии) и с комбини-
рованным насадком (сплошные линии).
Как видно из сравнения этих графиков, у сопла с комбиниро-
ванным насадком удовлетворительная линейность зависимости
расхода от зазора между соплом и заслонкой имеет место в диапа-
зоне до 0,2—0,3 мм, а у сопла с глухим каналом — до 0,1 мм.
В общем случае связь между расходом Qc через регулируемый
дроссель сопло — заслонка, перепадом давления на нем Дрс. 3,
диаметром сопла dc и расстоянием между соплом и заслонкой ht
можно определить по формуле
ДРс. з = ЛРн (Qc) +-у-(	) •
Здесь Дрн (Qc) — перепад давления на нерегулируемой части
Сопла, зависящий от расхода, т. е. суммарные потери давления
Рис. 16. Зависимости расхода через
регулируемые дроссели сопло — за-
слонка от расстояния между соп-
лами и заслонками при постоянных
значениях перепада давления жид-
кости АМГ-10 при Т = 323 К:
сплошные линии — комбинированное
сопло (0 = 0,875 рад; dQ = 0,8 мм;
dT = 1,2 мм; == 2 мм); штриховые
линии — сопло с глухим насадком
(d0 = °»8 мм‘» dT ~ *’2 мм; Zh в
= 15 мм)
32
Рис. 17. Зависимости ко-
эффициентов расхода ре-
гулируемого и нерегули-
руемого участков сопла от
числа Рейнольдса
на подводящей гидролинии, на фильтре сопла, в канале сопла
и в насадке. Если потери давления в насадке являются суще-
ственными, то их можно определить по формуле
Графики зависимости коэффициента расхода регулируемого
участка дросселя сопло — заслонка рс от числа Re приведены
на рис. 17 сплошными линиями. Зависимость рс от относительной
величины зазора = hildc объясняется увеличением сжатия
струи по мере увеличения зазора. Здесь же штриховой линией
показана зависимость коэффициента расхода рн нерегулиру-
емого участка сопла в виде насадка, сходящегося под углом 0Н —
= л/3 рад.
На рис. 18 приведены графики зависимости силового воздей-
ствия потока на заслонку от расстояния между соплом и за-
слонкой hi для трех типов сопл при одинаковых постоянных
значениях перепада давления Арс.3 на регулируемом дросселе
сопло — заслонка. Как видно из сравнения этих графиков, харак-
тер изменения силы от действия потока на заслонку существенно
Рис. 18. Зависимости силового воздействия
жидкости АМГ-10 при Т = 323 К на за-
слонку от расстояния между соплом и за-
слонкой при постоянных перепадах давле-
ния на регулируемом дросселе сопло —
заслонка:
сплошные линии — комбинированный наса-
док =1,12 мм; dT = 1,36 мм); штрихо-
вые линии — глухой цилиндрический наса-
док (dc = 1,12 мм; dT = 1,37 мм); штрих-
пунктирные линии — комбинированный на-
садок (dc = 1,12 мм; = 4,65 мм)
33
зависит как от типа насадка, так и от соотношения диаметра
торца dT и диаметра сопла dc.
Нелинейный характер изменения этой силы особенно про-
является у сопла с большим отношением dT/dc (штрихпунктирные
линии), так как у него очень большая область зазоровhi9 при кото-
рых существует безотрывный режим течения жидкости.
Точных аналитических методов для вычисления рассмотрен-
ных сил пока не существует. Поэтому такие графики получают
в основном экспериментально.
Для приближенного определения силового воздействия потока
на заслонку на практике обычно пользуются формулой
Рр~-^ДРе.3,
которая справедлива для случая отрывного режима течения и при-
менима в основном к соплам с dT/dc = 1,2.
§ 3. ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ
СОПЛО — ЗАСЛОНКА
Дросселирующие гидрораспределители сопло — заслонка ши-
роко применяются в основном в качестве промежуточных каскадов
гидравлического усиления в системах управления различных
гидромашин, а также как самостоятельные распределительные
устройства в гидромеханических устройствах вычислительной
техники.
Существует много конструкций дросселирующих гидрораспре-
делителей сопло — заслонка, отличающихся числом и последова-
тельностью взаимного соединения регулируемых дросселей
сопло — заслонка и постоянных гидродросселей. Однако на
практике наиболее широкое распространение получили одно-
и двухщелевые (по числу регулируемых дросселей) гидрораспре-
делители сопло — заслонка благодаря простоте конструкции,
удобству регулировки и хорошим эксплуатационным показа-
телям.
Схемы и характеристики идеальных дросселирующих гидро-
распределителей сопло — заслонка. Схема простейшего одно-
щелевого гидрораспределителя сопло — заслонка приведена на
рис. 19, а. Он состоит из постоянного дросселя 1, сопла 2 и за-
слонки 3. Давление напора рн, постоянное по величине, подводится
к постоянному дросселю 1. Гидролиния, соединяющая постоянный
дроссель 1 и сопло 2, называется междроссельной камерой. К ней
подсоединена также исполнительная гидролиния 4, связывающая
гидрораспределитель с рабочей полостью гидродвигателя. Гидро-
двигатель выбирается такой конструкции, чтобы при неподвиж-
ном состоянии системы в его рабочей полости всегда было началь-
ное давление р0, которое создается обычно или весом груза, или
34
б)
Рис. 19. Схема и статические характеристики однощелевого дросселирующего
гидрораспределителя сопло — заслонка
г)
силой возвратной пружины, или опорным давлением, подводимым
ко второй рабочей полости гидродвигателя.
Начальным давлением в междроссельной камере р0 будем назы-
вать давление в этой камере рА при отсутствии расхода в исполни-
тельной гидролинии Q = 0 и нейтральном положении заслонки
h = 0. Зазор между соплом и заслонкой при нейтральном поло-
жении заслонки будем называть начальным зазором ft0. Условимся
также смещение заслонки из нейтрального положения вправо
и расход в исполнительной гидролинии, направленный к меж-
дроссельной камере, считать положительными.
Для вывода уравнения обобщенной статической (внешней)
характеристики рассматриваемого дросселирующего гидрораспре-
делителя, связывающей давление в междроссельной камере рА>
расход через наполнительную гидролинию Q и перемещение
2*	35
заслонки h относительно нейтрали, на практике часто пользуются
идеализированной моделью распределителя. Такой прием связан
с трудностями, возникающими при аналитическом описании реаль-
ной модели гидрораспределителя: зависимость коэффициентов
расхода, например, от числа Рейнольдса, от положения заслонки
или изменения давления в напорной и сливной гидролинии и т. д.
Идеализированную модель гидрораспределителя принято со-
кращенно называть идеальным распределителем. Для идеального
дросселирующего гидрораспределителя сопло — заслонка обычно
принимают следующие допущения: рабочая жидкость невязкая;
коэффициент расхода дросселя сопло — заслонка не зависит от
перемещения заслонки; потери давления в соединительных гидро-
линиях и на нерегулируемых участках сопла отсутствуют; давле-
ние напора постоянное, а давление слива равно нулю.
Для схемы, приведенной на рис. 19, а, с учетом принятых
допущений уравнение обобщенной статической характеристики
будет иметь вид
Q = Исл4 (h0 + Я)]/" — 7'Ра) • (2Л)
Для сравнения характеристик разных гидрораспределителей
их обобщенные статические характеристики удобно представить
в безразмерном виде. При этом в качестве базовой безразмерной
величины для проточных гидрораспределителей принято брать
безразмерную величину расхода Q, являющуюся отношением
текущего расхода Q в исполнительной гидролинии к расходу
утечки QyT, т. е. к расходу через сопло при нейтральном положе-
нии заслонки и при Q = 0 (заторможенном гидродвигателе).
Расход утечки определяется выражением
QyT = Ислал У	(2.2)
Кроме того, запишем уравнение расхода утечки через одно-
щелевой гидрораспределитель
и преобразуем его к виду
(2.3)
рсл4Л0 Г Рн-Ро
Поделив уравнение (2.1) на уравнение (2.2) и подставив в это отно-
шение уравнение (2.3), а также поделив числители и знаменатели
подкоренных выражений на рн, получим безразмерное уравнение
обобщенной статической характеристики однощелевого гидро-
распределителя сопло — заслонка
36
Поскольку уравнение обобщенной статической характеристики
гидрораспределителя связывает три зависимых переменных, то
для получения большей информации при геометрической интер-
претации этого уравнения его удобно представить в виде трех
ОТДелЬНЫХ ГрафИКОВ рА = f (ft)Q=const, Q = f (ft)p"A=const и Q =
?= f (pA)ft=const’ каждый из которых является самостоятельным
И может быть получен путем простого перестроения любого из
цих. Эти графики приведены на рис. 19, б, в и г соответственно,
причем они построены сплошными линиями для случая р0 = 0,5,
т. е. на основании уравнения
Q = (l + h) /2^- ]/2(1-рА),
которое получено путем подстановки р0 = 0,5 в уравнение (2.4).
На графиках, приведенных на рис. 19, б—г, утолщенными
линиями выделены характерные кривые, которые являются ча-
стными кривыми обобщенной статической характеристики дрос-
селирующего гидрораспределителя. Они имеют следующие назва-
ния: Q = f	— расходная характеристика; РА = f ________
перепадная характеристика (для однощелевого гидрораспредели-
теля название условное); Q = f (рА)^=0 — расходно-перепадная
характеристика. На графиках рА = f (ft)Q=Const и Q = f (pA)^const
нанесены также соответственно перепадная и расходно-перепадная
характеристики для р0 = 0,25 (штриховой линией) и р0 = 0,75
(штрихпунктирной линией). Сравнение частных кривых показы-
вает, что при р0, отличных от 0,5, крутизна этих характеристик
и их симметрия еще более ухудшаются.
Однощелевой гидрораспределитель сопло — заслонка имеет ряд
недостатков, которые следует учитывать при принятии решения
о его применении в системе управления: несимметрия перепадной
характеристики; дрейф величины начального давления в меж-
дроссельной камере при изменении вязкости, следовательно,
й температуры рабочей жидкости из-за разного изменения коэффи-
циентов расхода постоянного дросселя и регулируемого дросселя
сопло — заслонка от числа Рейнольдса. Последнее приводит
к искажению перепадной и расходно-перепадной характеристик,
а также к изменению величины силового воздействия потока
жидкости на заслонку, что может сильно сказаться на дрейфе
нуля и коэффициентах усиления системы, если заслонка пере-
мещается с помощью устройства ограниченной мощности.
Указанные недостатки отсутствуют у двухщелевого дроссели-
рующего гидрораспределителя сопло — заслонка, схема которого
приведена на рис. 20, а. Особенностью этого распределителя
является его конструктивная симметрия. При изменении вязкости
жидкости начальные давления в междроссельных камерах будут
изменяться, но это изменение, поскольку оно для обеих камер
37
Q=0
Рис. 20. Схема и статические характеристики двухщелевого дросселирующего
гидрораспределителя сопло — заслонка
одинаково, будет приводить только к изменению коэффициентов
усиления системы, а ноль системы будет «уходить» лишь по при-
чине неидентичности коэффициентов расхода соответствующих
пар дросселей из-за технологических погрешностей.
При тех же допущениях, что и для однощелевого гидрораспре-
делителя, можно составить систему исходных уравнений для двух-
щелевого гидрораспределителя сопло — заслонка:
0. = Рс^с + Л) - иЛ ~"нр Ра) ;
Q = иЛ у4(*» - Л)
Р = Ръ~ Ра-
38
Совместное решение этой системы уравнений дает громоздкое
и неудобное для вычислений и анализа уравнение обобщенной ста-
тической характеристики. Поэтому здесь его вывод и вид не при-
водятся. Однако геометрическая интерпретация уравнения обоб-
щенной статической характеристики позволяет наглядно предста-
вить ее характер.
При приведении уравнения обобщенной статической характе-
ристики двухщелевого гидрораспределителя сопло — заслонка
к безразмерному виду в качестве базового параметра принимался
расход утечки, величина которого в два раза больше, чем у одно-
щелевого:
QyT = 2Ислад У .
' г
Обобщенные статические характеристики двухщелевого гидро-
распределителя сопло — заслонка в безразмерном виде показаны
на рис. 20, б, в и г в различных координатах. Сплошные линии
построены для р0 = 0,5. На рис. 20, б для сравнения нанесены
также перепадные характеристики при р0 = 0,75 (штрихпунктир-
ные линии) и р0 = 0,25 (штриховые линии). При этом графики
строились по формуле
(1-й)2 (1/Ро-1)4-1	(14-Л)2(1/Ро-1)4-1‘
Анализ этой формулы и сравнение приведенных перепадных
характеристик показывают, что наибольшая крутизна и линей-,
ность имеет место у перепадной характеристики при р0 = 0,5.
На рис. 20, в штриховыми линиями даны зависимости КПД ц
двухщелевого гидрораспределителя сопло — заслонка от давле-
ния нагрузки р при различных положениях заслонки h. Макси-
мальный КПД такого распределителя не превышает 0,13. В диапа-
зоне же линейности перепадной характеристики эта величина
опускается ниже 0,04.
На рис. 21, а приведена схема четырехщелевого дросселиру-
ющего гидрораспределителя сопло — заслонка, у которого по
сравнению с двухщелевым распределителем вместо двух постоян-
ных дросселей установлены два сопла 1 и 3 с заслонкой 2 в камере
с давлением напора, причем заслонка 2 жестко связана с заслон-
кой 4, управляющей соплами 5 и 8. Цифрами 6 и 7 обозначены
исполнительные гидролинии. Учитывая, что заслонки 2 и 4
находятся в камерах с разным давлением, необходим уплотнитель-
ный узел 9 без сил контактного трения для обеспечения синхрон-
ного перемещения заслонок при управлении от устройства огра-
ниченной мощности.
Сравнение обобщенных статических характеристик четырех-
щелевого дросселирующего гидрораспределителя сопло —
заслонка, приведенных на рис. 21, б, в и г, с аналогичными харак-
39
теристиками двухщелевого распределителя позволяет утверждать,
что перепадная и расходная характеристики у четырех щелевого
гидрораспределителя в два раза круче, чем у двухщелевого. То же
можно сказать и о полезной мощности, и о кпд.
Несмотря, однако, на явные преимущества статических харак-
теристик, четырехщелевой дросселирующий гидрораспределитель
не нашел широкого распространения из-за сложности уплотни-
тельного узла, связывающего две заслонки, расположенные в ка-
мерах с разным давлением.
Анализ приведенных обобщенных статических характеристик
трех типов идеальных дросселирующих гидрораспределителей
сопло — заслонка показывает, что в них отсутствуют существен-
ные нелинейности. Поэтому для облегчения использования их
характеристик при аналитическом описании работы систем, в со-
Рис, 21, Схема и статические характеристики четырехщелееого дросселиру-
ющего гидрораспределителя сопло — заслонка
40
став которых входят эти гидрораспределители, обычно в области
рабочих изменений параметров их обобщенные статические харак-
теристики можно записать в линеаризованном виде:
Q = kQhh — kQpp или р = kphh — kpQQ.
При этом коэффициенты этих линеаризованных уравнений,
характеризующие наклон касательных в окрестности точек начала
координат соответствующих кривых, связаны между собой зави-
симостью
_ h _	1
£ KQv k
ph	RpQ
ИЛИ
V = a =_L
ь KpQ ь
RQh	KQp
Значение этих коэффициентов, их связь с основными параме-
трами идеальных дросселирующих гидрораспределителей сопло —
заслонка и их элементов приведены в таблице.
Зависимость коэффициентов линеаризованного уравнения
реальных двухщелевых дросселирующих г идрораспределителей
сопло — заслонка от начального зазора между соплами и заслон-
кой. Идеализация характеристик дросселирующих гидрораспре-
делителей, как уже указывалось, связана со сложностью течения
жидкости в гидродросселях. Иногда эти зависимости несколько
усложняются, например, введением в систему уравнений идеаль-
ного гидрораспределителя потерь давления на нерегулируемых "
участках сопл. Однако это сопротивление принимается, также
с целью упрощения задачи, идеальным, т. е. не зависящим от числа
Рейнольдса.
Для решения системы нелинейных уравнений дросселирующих
гидрораспределителей с целью определения статических характе-
ристик реальных гидрораспределителей может быть использован
графический метод [41 ], который допускает в качестве исходных
характеристик использовать характеристики’ гидродросселей
в виде графиков, полученных как расчетным путем, так и экспе-
риментально. Этот метод является сравнительно простым и поз-
воляет получить все необходимые регулировочные и энергети-
ческие характеристики гидрораспределителей,* работающих даже
в различных температурных условиях. С его помощью, например,
можно оправдать различие в рекомендациях по выбору величины
начального зазора между соплом и заслонкой, которые даются
различными авторами по-разному.
Для этой цели был проведен расчет статических характеристик
двухщелевых гидрораспределителей сопло — заслонка с различ-
ными сочетаниями начальных зазоров hQ и начальных давлений
в междроссельных камерах р0.
На основании анализа полученных обобщенных статических
характеристик было подтверждено, что наибольшая крутизна
и линейность перепадной характеристики имеет место при началь-
ном давлении в междроссельных камерах, равном половине давле-
ния напора, если давление слива равно нулю. Анализ этих харак-
41
Тип гидро- распреде- лителя сопло — за- слонка	Коэффициент кру- тизны характери- стики	В безразмерном виде		
		При произвольных р0	При ро ==0,5	
Одноще- левой	Перепадной	kpAh= 2р0(1 — рв)		
	Расходной	kQh= 1	kQh = 1	
	Расходно-пере- падной	kQp к — —	— 2р0 (1 — Ро)		
	Перепадно-рас- ходной	*рА<? = 2р0 (* — Ро)	kp^Q = 0,5	
Двух ще- левой	Перепадной	k0h = 4р7 (1 — Ро)	kph === 1	
	Расходной	kQh — 0,5	kQh = 0,5	
	Расходно-пере- падной •	Т	1 «Ор —  - 8р« (1 — Ро)	kQp — 0,5	
	Перепадно-рас- ходной	kpQ = 8р0 (1 — р0)	kpQ — 2	——
Четырех- щелевой	Перепадной	——	kph 2	
	Расходной		kQh = 1	
	Расходно-пере- падной		kQp — 0,5	——
	Перепадно-рас- ходной		kpQ — 2	
42
В размерном виде
При произвольных р0	При р0 =0,5ри
kQh = 2рс
kpQ - рс лкйо 1ЛрР"
43
Рис. 22. Зависимость безраз-
мерных значений коэффици-
ентов крутизны расходной,
перепадной, расходно-перепа-
дной характеристик и мак-
симальной величины перепада
давления в реальном двухще-
левом дросселирующем гидро-
рас пределителе сопло — зас-
лонка от безразмерной вели-
чины начальных зазоров
между соплами и заслонкой
теристик позволил также установить,
что, если давление на сливе не равно
нулю, то начальное давление, при
котором перепадная характеристика
имеет наибольшую крутизну и линей-
ность, определяется выражением
Рн --Рсл
2
Рсл-
Для гидрораспределителей этого
типа, имеющих сопла с глухими кана-
лами (см. рис. 15, а), при отклонении
величины начального давления в меж-
дроссельных камерах от значения поло-
вины давления напора нарушается
линейность не только перепадной, но
и расходной характеристики. В этой
характеристике появляется зона с
уменьшенным значением крутизны
в области малых отклонений заслонки.
Для гидрораспределителей, име-
ющих комбинированные сопла, конфи-
гурация которых показана на
рис. 15, б и в, на основании анализа
статических характеристик были пост-
роены кривые (рис. 22), выражающие
зависимость безразмерных величин kph> kQfl, kQp и pmax от без-
размерного значения начальных зазоров h0 при р0 = 0,5.
Наличие полученных графиков позволяет более обоснованно
с учетом также технологических возможностей и требований
к фильтрации жидкости подойти к вопросу выбора начального
зазора между соплом и заслонкой при проектировании реальных
двухщелевых дросселирующих гидрораспределителей сопло —
заслонка.
§ 4. ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ СО СТРУЙНОЙ ТРУБКОЙ
В насадке струйной трубки потенциальная энергия жидкости
преобразуется в кинетическую, затем она снова преобразуется
в потенциальную энергию при попадании в приемные окна, рас-
положенные напротив насадка. Перемещение конца струйной
трубки приводит к перераспределению энергии в приемных окнах
и перемещению ведомого звена гидродвигателя, рабочие полости
которого соединены исполнительными гидролиниями с соответ-
ствующими “приемными окнами гидрораспределителя со струйной
трубкой.
Основные достоинства гидрораспределителей со струйной труб-
кой следующие.
Малая чувствительность к загрязнению рабочей жидкости,
так как наименьшим проходным сечением у них является отверстие,
насадка струйной трубки.
«Уход» нуля при изменении давления питания, а также вяз-
кости рабочей жидкости, а следовательно, и температуры практи-
чески отсутствует. Это объясняется тем, что при изменении режима
течения жидкости центр профиля скоростей течения не смещается*
Статические и энергетические характеристики гидрораспре-
делителя со струйной трубкой приближаются к характеристикам
четырехщелевого дросселирующего гидрораспределителя сопло—
заслонка.
К недостаткам гидрораспределителей со струйной трубкой от-
носят: конструктивную и технологическую сложность, а также
относительную сложность регулировки по сравнению с дроссели-
рующими гидрораспределителями сопло — заслонка; возможность
возникновения вибрации струйной трубки при некоторых сочета-
ниях конструктивных параметров распределителя и давления
питания.
Гидрораспределители со струйной трубкой, как и дросселиру-
ющие гидрораспределители сопло — заслонка, применяют в основ-
ном в качестве устройств управления предварительных каскадов
усиления. Применение их в качестве основного распределителя
силового гидропривода ограничено непроизводительным расходом
утечки, который несколько больше (на 10—20%) максимального
расхода в исполнительных гидролиниях.
Статические характеристики гидрораспределителей со струй-
ной трубкой. Схема гидрораспределителя со струйной трубкой
приведена на рис. 23, а. К струйной трубке 7, имеющей возмож-
ность поворачиваться на некоторый угол, подводится давление
напора. В сливной полости размещена плата 4 с приемными ок-
нами, к которым подсоединены исполнительные гидролинии 2 и 3.
Приемные окна обычно круглой формы (рис. 23, б). Штриховой
линией показано относительное расположение отверстия насадка
струйной трубки при ее нейтральном положении.
На рис. 23, г, д и е приведены в безразмерных координатах
экспериментальные обобщенные статические характеристики гид-
рораспределителя со струйной трубкой, у которого приемные окна
и отверстие насадка имеют круглую форму. Здесь за перемещение
принято отношение действительного перемещения свободного
конца струйной трубки z к половине диаметра dH насадка сопла
Перепадная и расходная характеристики гидрораспределителя
со струйной трубкой имеют сравнительно небольшой участок,
где эти характеристики линейны. Для расширения диапазона
линейности перепадной и расходной характеристик, а также уве-
личения расхода, необходимого для перемещения гидродвигателя,
45
Рис. 23. Схема и статические характеристики гидрораспределителя со струй-
ной трубкой
при относительно малых значениях перемещения струйной трубки
отверстия в приемных каналах иногда выполняют прямоуголь-
ными (рис. 23, в).
Статические характеристики в рабочем диапазоне перемещения
конца струйной трубки могут быть описаны линеаризованными
уравнениями
Q = kQiz — kQpp или р == kP2z--kpQQ.
Коэффициенты этих уравнений обычно находят из графиков
статических характеристик, например приведенных на рис. 23, г,
д, е.
Для приближенного определения коэффициентов крутизны
расходной и перепадной характеристик можно воспользоваться
Эмпирическими формулами
Расход через насадок сопла определяется по известным форму-
лам гидравлики.
46
При выборе основных параметров гидрораспределителя со
струйной трубкой необходимо учитывать факторы, влияющие на
каждый параметр по-разному.
1. Расстояние lz между струйной трубкой и приемной платой.
Чтобы исключить силовое воздействие потока, вытекающего из
одного из приемных окон на струйную трубку, необходимо это
расстояние увеличивать. Однако с увеличением 1г энергия струи
питания резко падает из-за вихреобразования. На рис. 24, а
показана зависимость безразмерного давления в приемном канале
Рпр = PnJPn при совпадении оси струйной трубки с центром
окна заглушенного приемного канала от безразмерного рассто-
яния между струйной трубкой и приемной платой 7г = lz/dH &ля
случая dn = dH, т. е. dn = dn/dn =1. До ~lz = 4 давление рп па-
дает медленно, а с lz > 4 — резко. Таким образом, необходимо
выбирать lz < 4. Минимальная величина ~1г ограничена назначе-
нием гидрораспределителя со струйной трубкой работать на слабо
очищенных жидкостях. При ~1г = 0,5 -т- 2 в регулировочных
характеристиках гидрораспределителя возможны скачки, име-
ющие ярко выраженную неоднозначность в зависимости от напра-
вления перемещения струйной трубки.
2. Диаметр приемного канала. Большая его величина при-
водит к уменьшению восстанавливаемого давления (рис. 24, б),
Уменьшение же диаметра ограничивает расход в исполнительных
гидролиниях.
Вибрация струйной трубки наступает при превышении опре-
деленной величины давления питания, которая зависит от длины
струйной трубки, диаметра отверстия насадка, жесткости харак-
теристик и момента инерции подвижных частей управляющего
струйной трубкой устройства, от наличия демпфирующих фактр-
ров, расстояния между струйной трубкой и приемной платой,
Вибрация наступает при рн = 0,6 4-0,8 МПа, если /ст =*
= 150 4-170 мм, dH = 24- 2,5 мм и Zz = 4, а при рн = 10тЬ 12 МПа,
если L т = 254-30 мм, d„ = 1,2 мм и L = 0,05. Известны также
Рис. 24. Влияние геометрических параметров струйной
трубки на максимальную величину восстановления давления
в приемных каналах
47
гидрораспределители со струйной трубкой, устойчиво работаю-
щие при рн = 20 МПа со струйной трубкой ^с.т = 20 мм, a dH —
= 0,2 мм.
В тех случаях, когда вибрация по амплитуде мала, ее можно
использовать и как задатчик гармонических колебаний (осцил-
лятор) для уменьшения контактного трения в узлах подвода
жидкости к струйной трубке.
Как отмечалось ранее, гидрораспределители со струйной труб-
кой по сравнению с гидрораспределителями сопло — заслонка
конструктивно более сложны? Это связано с узлом подвода жид-
кости к струйной трубке.
Для упрощения подвода жидкости создаются различные кон-
струкции гидрораспределителей с механическим отклонением
струи, которые являются разновидностью гидрораспределителей
со струйной трубкой. Их схемы показаны на рис. 25, а—г.
Отклонение струи с помощью подвижного сходящегося на-
садка (рис. 25, а) одно время получило широкое распространение.
В этом случае каналы можно выполнять прямоугольного сечения,
а подвижный насадок имеет вид щели. Это упрощает и даже ре-
шает ряд вопросов, связанных с регулировкой гидрораспредели-
теля. Однако значительный дрейф нуля при изменении темпера-
туры и потеря управляемости при низких температурах ограни-
чивают его применение.
Деление струи между приемными окнами можно осуществлять
также с помощью клина (рис. 25, б), который образуется поверх-
ностями двух цилиндрических отверстий в подвижном элементе,
просверленных под углом друг к другу.
Менять соотношение энергии в приемных каналах можно
также с помощью пластины, затеняющей потоки, выходящие
из двух отверстий-насадков, расположенных соосно с приемными
каналами (рис. 25, в). Достоинством схемы является высокий
коэффициент усиления и возможность работы при давлениях до
20 МПа.
Рис. 25. Схемы струйных гидрораспределителей с механическим откло-
нением струи
48
Применяются также устройства, сочетающие преобразования
энергии, характерные для струйной трубки, и частичное дроссе-
лирование потока (рис. 25, г).
§ 5. ЗОЛОТНИКОВЫЕ РЕГУЛИРУЕМЫЕ ДРОССЕЛИ
Схемы золотниковых регулируемых дросселей. Золотниковые
регулируемые дроссели являются основными элементами золот-
никовых дросселирующих гидрораспределителей. Регулируемые
золотниковые дроссели по форме сопрягающихся поверхностей
золотника и гильзы условно делят на цилиндрические и плоские.
Цилиндрические золотниковые регулируемые дроссели ус-
ловно делят на золотниковые дроссели с проточкой в гильзе и на
золотниковые дроссели с отверстиями в гильзе. Конструкции ре-
гулируемых золотниковых дросселей менялись по мере усовер-
шенствования технологии их изготовления. Однако, несмотря
на то, что появляются все более совершенные конструкции, им
предшествующие по ряду причин еще применяются.
Золотниковые дроссели с кольцевой проточкой в гильзе
(рис. 26, а—д) широко применялись в связи с тем, что не сущест-
вовало простых и доступных технологических методов изготов-
ления качественных отверстий прямоугольной или какой-либо
заданной формы в гильзах.
Схема наиболее распространенного золотникового регулиру-
емого дросселя с проточкой в гильзе и прямоугольным буртом
золотника показана на рис. 26, а. Она до сих пор применяется
в дросселирующих и направляющих гидрораспределителях, пред-
назначенных для управления большими расходами.
Для уменьшения коэффициента усиления золотникового ре-
гулируемого дросселя с кольцевой проточкой без изменения ди-
аметра золотника бурт последнего снабжают конусом (рис. 26, б)
Рис. 26. Схемы золотниковых регулируемых дросселей с проточкой
в гильзе
49
или лысками (рис. 26, в), или продольными канавками треуголь-
ного сечения (рис. 26, д). При необходимости управления малыми
расходами жидкости при малых перемещениях золотника без
уменьшения его диаметра и обеспечения линейности статических
характеристик применяют золотники сложной конфигурации
(рис. 26, г).
Одним из недостатков рассмотренных дросселей является
сложность обработки, контроля и получения качественных от-
секающих рабочих кромок кольцевой проточки гильзы. Кроме
того, на золотниках со сложной конфигурацией (рис. 26, в, г
и д) невозможно изготовление разгрузочных кольцевых канавок
в области лысок, канавок и выемок, что не позволяет бороться
простыми средствами с силами гидравлического защемления зо-
лотников.
С внедрением электроэрозионных методов обработки металлов,
а также с совершенствованием механических методов изготовления
отверстий в металлических пластинах появились и широко вне-
дряются золотниковые регулируемые дроссели с отверстиями
в гильзе и с буртами, имеющими прямоугольный торец. Эти
дроссели более технологичны по сравнению с дросселями, име-
ющими кольцевые канавки и профилированные бурты.
Схема дросселя с отверстиями в гильзе и золотником, имеющим
прямоугольный бурт, приведена на рис. 27, а. В зависимости от
требуемого закона изменения площади окна/0 = f (х£) делаются
Рис. 27. Схемы золотниковых регулируемых дросселей с от-
верстиями в гильзе:
а —« разрез сбоку; б — прямоугольное отверстие; в — круглое
отверстие; г — треугольное отверстие
Рис. 28. Характер изменения площади рабочего окна от
осевого расстояния между отсекающими кромками золот-
ника и гильзы в идеальных золотниковых регулируемых дрос-
селях с прямоугольным (7), круглым (2) и треугольным (8)
отверстиями
50
и соответствующие отверстия в гильзе, примеры которых пока-
заны на рис. 27, б, в, г. На рис. 28 показана зависимость без-
размерной площади открытия рабочего окна дросселя /0 от без-
размерного осевого расстояния между отсекающими кромками
золотника Здесь =f0lf0max, a = xjxi^
Течение жидкости через рабочие окна золотниковых дросселей.
На рис. 29, а и б показаны схемы течения жидкости через рабо-
чее окно и подводящие каналы регулируемого золотникового
дросселя. Следует отличать течение, направленное от рабочей
камеры золотника (выход из камеры), и течение, направленное
в камеру (вход в камеру), так как условия подвода потока жидко-
сти к дросселирующему отверстию существенно влияют на угол
наклона струи и степень ее сжатия. Все это отражается не только
на величине осевой гидродинамической силы, действующей на
золотник, но и на коэффициенте расхода золотникового регули-
руемого дросселя.
Схема течения жидкости при ее вытекании (выходе) из рабочей
камеры показана на рис. 29, а. Характерными параметрами
здесь являются: угол конусности золотника а3; радиальный за-
зор б; осевое расстояние между отсекающими кромками xt\ вы-
сота рабочей полости hn\ угол отклонения струи истечения 0ВЫХ.
На рис. 29, б показана схема течения жидкости при ее вте-
кании (входе) в рабочую камеру. Характерные параметры: ради-
альный зазор б; осевое расстояние между отсекающими кромками
xL\ длина отверстия в гильзе /х; угол отклонения струи истечения
0ВХ.
На рис. 30 сплошными линиями показаны зависимости углов
отклонения струи от относительной величины осевого расстояния
между отсекающими кромками = х/б при бесконечных раз-
мерах высоты полости hn и длины отверстия 1Х. Изменение угла
отклонения струи происходит в диапазоне от (—1,5^2 хб) до
(5-^6хб).На этих же графиках показано влияние высоты рабочей
полости hn и длины отверстия в гильзе 1Х на характер изменения
углов отклонения .струи при выходе из.рабочей камеры 0ВЫХ
и при входе 0ВХ. С уменьшением hn угол отклонения 0ВЫХ умень-
шается, а с уменьшением 1Х угол отклонения 0ВХ увеличивается.
Рис. 29. Схемы течения жидкости в золотниковых регулируемых дросселях
51
Рис. 30. Зависимость угла от-
клонения струи в рабочем
окне золотникового регули-
руемого дросселя от относи-
тельного расстояния между
отсекающими кромками зо-
лотника и гильзы:
сплошные линии — для Лп -*
-> со и 1Х -> со; штриховые ли-
нии — для /х, соизмеримых с х.'
штрихпунктирные — для hn, со-
измеримых с х-
В области перекрытий рабочих окон золотниковых регулиру-
емых дросселей (xt- < 0) течение жидкости происходит по законам,
соответствующим течению в щелях, ограниченных параллельными
поверхностями. При этом следует учитывать, что неизбежное на-
личие закруглений на считающихся острыми кромках золотника
обеспечивает плавный вход жидкости в зазор между золотником
и гильзой. Схема течения жидкости в радиальном зазоре золот-
никового регулируемого дросселя в области перекрытий показана
на рис. 31.
Коэффициенты расхода золотниковых регулируемых дросселей.;
Зависимость расхода Q от осевого расстояния между отсекающими
кромками золотникового регулируемого дросселя при постоян-
ных значениях перепада давления приведена на рис. 32. Сплош-
ными линиями показаны экспериментально полученные характе-
ристики для дросселя с шириной рабочего окна b = 10 мм и
радиальным, зазором 6 = 10 мкм, а штрихпунктирными лини-
ями — те же зависимости для идеального регулируемого золот-
никового дросселя, полученные расчетом. Для идеального дрос-
селя условно принимаем, что 6 = 0, потери на входных и выход-
ных участках дросселя отсутствуют, коэффициент расхода —
величина постоянная, т. е. не зависящая
и от смещения золотника, отсекающие
кромки — острые, а форма отверстия
в гильзе обеспечивает идеальную линей-
ную зависимость между площадью рабо-
чего окна й'* смещением золотника.
от числа Рейнольдса
I	*
Рис. 31. Схема течения жидкости через щель реаль-
ного золотникового регулируемого дросселя в обла-
сти перекрытий

52
Рис. 32. Зависимость расхода через золотниковый регули-
руемый дроссель от осевого расстояния между отсекающими
кромками золотника и гильзы при постоянных перепадах
давления:
сплошные линии — реальный дроссель (6=10 мкм; жидкость
АМГ-10, Т = 320 К); штрихпунктирные линии — идеальный
дроссель
Анализ графиков показывает, что в реальных золотниковых
дросселях в отличие от идеальных нарушение линейной зависимо-
сти расхода от осевого расстояния между кромками наблюдается
не только при больших открытиях рабочего окна, но и при малых,
а в области перекрытий расход также изменяется. Уменьшение
крутизны проливочной характеристики при больших расходах
Рис. 33. Зависимость коэффициентов расхода реального
регулируемого золотникового дросселя от числа Рейнольдса
53
обусловлено влиянием потерь давления на местных гидравличе-
ских сопротивлениях в каналах и переходных сечениях подвода
жидкости к рабочему окну и отвода. В области малых расходов
и малых открытий нелинейность проливочных характеристик
обусловлена влиянием радиального зазора. Изменение расхода
с изменением перекрытия в области < 0 связано с изменением
гидравлического сопротивления зазора и обусловлено изменением
длины этого зазора.
Связь между расходом через регулируемый идеальный зо-
лотниковый дроссель, перепадом давления на нем и перемещением
золотника относительно гильзы при прямоугольных отверстиях
в гильзе выражается формулой
= |Л3^ 1/ —— при > О
О	при Xi <Z 0.
Для реальных регулируемых золотниковых дросселей эта
зависимость более сложна:
ДРн(С) Ч-—9V	при	xi >	0
г2(^ + 62)\М/ г
р / Q \2
( —яг )	при	Xi <	0.
2	\	/	г	t
Коэффициент расхода рабочего окна золотникового дросселя
в области открытий р3 зависит от числа Рейнольдса и условий
подхода потока к рабочему окну (hn и На рис. 33 сплошными
линиями показана эта зависимость для входа (цвх) и выхода
(Рвых) жидкости из камеры. Различие этих коэффициентов обус-
ловлено влиянием угла отклонения струи 0 через коэффициент
ее сжатия е3. Если коэффициент скорости обозначить через ср3,
то коэффициент расхода для области открытий золотника через
параметры потока и рабочего окна можно определить по выраже-
нию
Нз = «p3e3cos f arctg^- — 0),
которое с учетом графиков на рис. 30 позволяет объяснить при-
чину отличия рвх и рвых.
Для идеального золотникового дросселя коэффициент расхода
можно брать в пределах 0,73—0,75.
Зависимость коэффициента расхода рб для области перекрытий
от числа Рейнольдса при постоянных значениях перекрытия для
щели с зазором 6=10 мкм показана штриховыми линиями на
рис. 33. Максимальное значение р6 при развитом турбулентном
движении составляет 0,93, что справедливо для кромок с радиу-
сом скругления 7?к	0,05 мм. При /?к << 0,005 мм его значение
будет меньше	—> 0,8), особенно для больших зазоров.
54
§ 6. СХЕМЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ЗОЛОТНИКОВЫХ
ДРОССЕЛИРУЮЩИХ ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЕЙ,
РАБОТАЮЩИХ ОТ ИСТОЧНИКОВ ПОСТОЯННОГО
ДАВЛЕНИЯ
Дросселирующие гидрораспределители золотникового типа
широко применяются в качестве регулирующих устройств для
управления скоростью силовых гидродвигателей. Это обусловлено
тем, что в золотниковых дросселирующих гидрораспределителях
можно достичь минимальных утечек при отсутствии управляющего
сигнала, что важно для силового гидропривода с точки зрения
общего баланса потребляемой мощности. Кроме того, благодаря
конструктивной и схемной особенности золотниковых гидрорас-
пределителей, силы, действующие на их золотники от потоков
жидкости, незначительны. В тех случаях, когда эти силы дости-
гают нежелательных величин, их можно простыми средствами
уменьшить (см. гл. II, § 7).
Схемы золотниковых дросселирующих гидрораспределителей.
Существует много признаков, по которым можно классифици-
ровать золотниковые дросселирующие гидрораспределители. Од-
нако наиболее важным с точки зрения регулировочных характе-
ристик является число рабочих окон в золотнике. По этому при-
знаку золотниковые дросселирующие гидрораспределители при-
нято делить на одно-, двух и многощелевые.
Схема однощелевого дросселирующего гидрораспределителя
вместе с подсоединенным к нему гидродвигателем 3 показана на
рис. 34.
Собственно распределитель состоит из регулируемого золот-
никового дросселя 1 и постоянного дросселя 2. Его статиче-
ские характеристики такие же, как у однощелевого дросселиру-
ющего гидрораспределителя сопло — заслонка (см. рис. 19). Та-
кой распределитель из-за несимметрии статических характери-
стик и, главное, из-за больших утечек в современных мощных
гидроприводах не применяется.
Рис. 34. Схема подключе-
ния однощелевого дроссели-
рующего золотникового
гидрораспределителя
к гидродвигателю
Рис. 35. Схема подключе-
ния двухщелевого дроссе-
лирующего золотникового
гидрораспределителя
к гидродвигателю
55
Двухщелевой дросселирующий гидрораспределитель (рис. 35)
может работать в основном совместно с гидроцилиндром с одно-
сторонним штоком или с гидроцилиндром с двухсторонним што-
ком, но с разными эффективными площадями. Несмотря на то,
что утечки у двухщелевого золотникового дросселирующего гидро-
распределителя сравнительно с однощелевым малы, его примене-
ние в силовых гидроприводах повышенной мощности ограничено,
так как осевая гидродинамическая сила, действующая на золот-
ник, в разных направлениях имеет разное значение. Поэтому
двухщелевые золотниковые дросселирующие гидрораспредели-
тели имеют ограниченное применение в маломощных приводах,
в устройствах предварительного усиления сигналов управления
или преобразования информационных сигналов, там, где по кон-
структивным соображениям невозможно применение четырех-
ще л евы х расп редел ите л ей.
Наиболее широкое применение в силовых гидравлических
приводах нашли четырехщелевые золотниковые дросселирующие
гидрораспределители. Основными их достоинствами являются:
симметрия статических характеристик; симметрия сил, действу-
ющих на золотник; малые значения расхода утечек; высокий
КПД; возможность обеспечения симметрии скоростных характе-
ристик при совместной работе с гидроцилиндром, имеющим неоди-
наковые эффективные площади поршня, за счет обеспечения раз-
ной ширины рабочих окон; малый дрейф нуля при изменении
температуры и давления питания; возможность простыми сред-
ствами уменьшить или свести к нулю действие вредных сил, дей-
ствующих на золотник.
Дросселирующие золотниковые гидрораспределители принято
также делить на цилиндрические (рис. 36, а—г) и плоские
(рис. 36, д). Цилиндрические распределители удобно применять
при их гидравлическом управлении, так как в этом случае давле-
ние управления подается на торец золотника. Плоские же распре-
делители в этом случае требуют применения специальных мини-
атюрных гидродвигателей, поэтому их используют в основном
при ручном, механическом или электромагнитном управлении.
Отличие цилиндрических и плоских золотниковых распреде-
лителей с точки зрения эксплуатационной надежности заключа-
ется в следующем. Цилиндрические золотники из-за возможности
попадания механических загрязнений в радиальные зазоры склон-
ны к заклиниванию. В плоских золотниках в зависимости от кон-
струкции можно или свести зазор к нулю, что исключает попадание
между сопрягающимися поверхностями механических загрязне-
ний, или обеспечить отжим одной из поверхностей при попадании
в зазор твердых механических частиц.
Схемы четырехщелевых дросселирующих гидрораспредели-
телей золотникового типа показаны на рис. 36, а—д. Они отли-
чаются числом буртов, местом подсоединения гидролиний напора
и слива, направлением скорости движения vy гидроцилиндров при
56
в)	г)
Ж)
Рис. 36. Схемы подключения четырехщелевых золотниковых
дросселирующих гидрораспределителей к гидродвигателю
и их условные изображения
одном и том же направлении смещения х золотников относительно
нейтрали и формой сопрягающихся поверхностей (цилиндриче-,
ские и плоские). Однако все они имеют четыре рабочих щели,
на которых происходит дросселирование потока рабочей жидкости.
В тех»случаях, когда конструктивные особенности распределителя
не имеют существенного значения, четырехщелевые дросселиру-
ющие золотниковые гидрораспределители обозначаются условно
(рис. 36, е). В отличие от направляющих распределителей две
линии над и под полем условного обозначения распределителя
жидкости показывают, что золотник имеет бесконечное число
положений. Три квадрата являются полями трех характерных
положений золотника: нейтральное — средний квадрат и два
крайних — крайние квадраты. Исполнительные, сливные и напор-
ные гидролинии подводятся только к среднему квадрату.
57
В тех случаях, когда при условном изображении гидрораспре-
делителей необходимо показать способ управления золотником,
к торцам полей условного обозначения добавляют соответствую-
щие знаки (ГОСТ 2.781—68). Так, например, на рис. 36, ж
показан гидрораспределитель с электрогидравлическим управле-
нием, в котором пропорциональность между положением золот-
ника и управляющим сигналом обеспечивается с помощью центри-
рующих пружин.
Характеристики идеальных четырехщелевых золотниковых
дросселирующих гидрораспределителей. Идеальный золотнико-
вый гидрораспределитель состоит из идеальных золотниковых
регулируемых дросселей, число которых соответствует числу ра-
бочих щелей распределителя.
Схема идеального четырехщелевого золотникового дроссели-
рующего гидрораспределителя показана на рис. 37, а (I—IV —
номера рабочих окон и обозначены также знаки соответствующих
параметров). Если условиться брать за положительное направле-
ние перепада давления в междроссельных камерах гидрораспре-
делителя (исполнительных гидролиниях) перепад давления р,
возникающий при нагрузке на гидродвигателе, препятствующей
Рис. 37. Схема и статические характеристики идеального четырехщеле-
вого золотникового дросселирующего гидрораспределителя
58
его движению без нагрузки, то знак перепада давления будет за-
висеть от знака смещения золотника относительно нейтрали.
Это можно записать математически
Ра-Рб- Р.
При х > 0 в работе участвуют II и IV рабочее окно, а при х
< О — I и III. Расходы через открытые рабочие окна при смеще-
нии золотника вправо зависят от перепада давления на них и сме-
щения золотника из нейтрали
<?2 = pbx гЛ—^--*1 и Q4 = pfcx
Решив эти уравнения относительно давлений рА и Рв и П°Д"
ставив их в уравнение перепада давления, после соответствующих
преобразований получим уравнение обобщенной статической ха-
рактеристики четырехщелевого идеального дросселирующего гид-
рораспределителя
Q = pbx Ри —х/|х|р.	(2 5)
Это уравнение получается и при смещении золотника влево
относительно нейтрали. При этом берутся расходы
Иногда отношение записывают в виде символа sgn х,
тогда это уравнение принимает более компактный вид
bEsS,	(26)
Для анализа и сравнения характеристик с другими видами
распределителей уравнение обобщенной статической характери-
стики четырехщелевого дросселирующего гидрораспределителя
записывают в безразмерном виде:
Безразмерное выражение получается в результате деления левой
и правой частей уравнений (2.5) и (2.6) на максимальный расход
Qrnax при р = О
59
Если же эти уравнения поделить на максимальный расход при
максимальном отрицательном значении давления нагрузки
(| — Р | = Ра), т. е. на
max
= Pentax ~
то безразмерное уравнение обобщенной статической характери-
стики четырехщелевого идеального дросселирующего гидрорас-
пределителя будет иметь вид
Q = х лГ -§• (1 —[туили Q = * гТ (1 — sgn х р).
Графики обобщенных статических характеристик, построенных
по уравнениям (2.7), приведены на рис. 37, б, в, г сплошными
линиями. Как видно из анализа уравнений обобщенной стати-
ческой характеристики и ее геометрической интерпретации, че-
тырехщелевой идеальный дросселирующий гидрораспределитель
обладает существенной нелинейностью, выражающейся в раз-
рывности (скачке) функции в области нейтрального положения
золотника. Особенно наглядно это выражается релейностью
перепадной характеристики р =f (х)^=0 (см. рис. 37, б). Поэтому
характеристики идеальных золотниковых гидрораспределителей
в окрестности х = 0 не линеаризуются.
Мощность, подводимая к распределителю, прямо пропорци-
ональна давлению напора и расходу через распределитель
н== QhPh == QPh-
Полезная мощность, потребляемая гидродвигателем, определя-
ется расходом через исполнительные гидролинии и давлением
нагрузки
N = Q(pA — Ps) = Qp.
Тогда коэффициент полезного действия
/V. р —
МГ = 77==/’-
Зависимость КПД четырехщелевого идеального дросселиру-
ющего гидрораспределителя от безразмерного давления нагрузки
дана на рис. 37, в штрихпунктирной линией.
Полезная мощность с учетом формулы (2.5) при положитель-
ных давлениях нагрузки может быть записана
N = [ibx ~~ р 1 — Р.	(2.9)
Продифференцировав это выражение по р и приравняв его к нулю,
получим р = 2/3	0,668, т. е. при давлении нагрузки р = 2/Зрн
график полезной мощности имеет максимум, Тогда максимальная
60
мощность распределителя при максимальном смещении золотника
после подстановки р = ?/3 в формулу (2.9) будет равна
^max 0,384pZ?Xmax
Это значение максимальной мощности позволяет ввести по-
нятие безразмерной мощности N, удобной для анализа

Зависимости безразмерной мощности от безразмерного значе-
ния давления нагрузки даны на рис. 37, в штриховыми линиями.
Анализ графиков мощности и КПД показывает, что КПД иде-
ального четырехщелевого золотникового дросселирующего гидро-
распределителя при давлении нагрузки, соответствующем макси-
мальной полезной мощности, равен 0,668, т. е. такой гидрорас-
пределитель имеет относительно высокий КПД.
Рис. 38. Схема и статические характеристики реального четырехщеле-
вого золотникового дросселирующего гидрораспределителя
61
ные зазоры 6. Их
Рис. 39. Зависимость коэффициента пропорцио-
нальности между коэффициентом крутизны пере-
падной характеристики и давлением питан ия от
абсолютной величины радиального зазора реального
четырехщелевого золотникового дросселирующего
гидрораспределителя
Характеристики реальных четырехще-
левых золотниковых др сселирующих гид-
рораспределителей. Реальные золоти и ко-
вые гидрораспределители (рис. 38, а)
в отличие от идеальных имеют радиаль-
рабочие окна, кроме того, выполняются
с небольшим положительным осевым перекрытием, составляющим
(2—5) 6. Если в идеальном четырехщелевом дросселирующем
золотниковом гидрораспределителе в дросселировании жидкости
участвуют только два рабочих окна, то в реальном — все четыре.
Поэтому характеристики реальных гидрораспределителей в об-
ласти малых смещений золотника становятся плавными, у них
пропадает существенная нелинейность (рис. 38, б и в) и появля-
ется возможность для их линеаризации. Следует отметить, что
расходная характеристика реального гидрораспределителя из-за
наличия радиального зазора на начальном участке имеет меньшую
крутизну, чем на среднем участке (рис. 38, г).
Благодаря существованию радиального зазора увеличение по-
ложительных осевых перекрытий не приводит к появлению зоны
Нечувствительности в расходной и перепадной характеристиках,
а уменьшает их наклон на начальных участках. В перепадной же
характеристике наклон на начальном участке начинает умень-
шаться при осевых положительных перекрытиях, превышающих
радиальный зазор в 2—3 раза.
Учитывая изложенное, линеаризованное уравнение четырех-
щелевого реального золотникового дросселирующего гидрорас-
пределителя можно записать в виде
Q = kqxx — kQpp или р == kpxx — kp(iQ.
Эти два самостоятельных уравнения справедливы для описания
работы распределителя в области малых смещений золотника от-
носительно нейтрали. Коэффициенты этих уравнений связаны
между собой зависимостями
, 1
ИЛИ ~^о kpQ— ‘
Qx	Qp
Поэтому для практического использования этих линеаризованных
уравнений достаточно знать только два коэффициента.
62
Коэффициент крутизны расходной характеристики можно
получить из уравнения (2.8), приравняв давление нагрузки к нулю
Коэффициент крутизны перепадной характеристики в реаль-
ных гидрораспределителях определяется величиной радиального
зазора 6 и давления питания рп = ри — рсЛ, Он может быть
приближенно определен по формуле
z ^РХ
Значение коэффициента Аб, зависящее от абсолютной величины
радиального зазора б, берется из графика на рис. 39.
§ 7. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ЗОЛОТНИКИ
Силы, действующие на золотники дросселирующих гидрорас-
пределителей, могут существенно влиять на статические и динами-
ческие характеристики систем управления, в составе которых
работают золотниковые устройства управления. Эти силы могут
не только ухудшать характеристики системы. В некоторых слу-
чаях их используют, преднамеренно даже иногда увеличивая,
для улучшения динамических свойств системы.
Силы, действующие на золотники, принято делить на силы
облитерации, контактного и вязкого трения и на гидродинамиче-
ские силы. При этом всегда имеются в виду осевые составляющие
этих сил, представляющие наибольший интерес с точки зрения
управления золотниками.
При работе золотниковых гидрораспределителей на таких
вязких жидкостях, как^ например, минеральные масла, в диапа-
зоне температур более 290 К силы вязкого трения незначительны
и ими пренебрегают. Такое допущение практикуется особенно
в тех случаях, когда золотники управляются устройствами с боль-
шими располагаемыми усилиями, например гидроусилителями,
В тех случаях, когда золотник управляется устройством ограни-
ченной мощности и пренебрегать вязким трением нельзя, его оп-
ределяют экспериментально, так как рассчитать сравнительно
точно эту силу можно для простых сопрягающихся поверхностей.
Золотник и связанные с ним подвижные элементы управляющего
устройства имеют сложную конфигурацию, поэтому расчет сил
вязкого трения для таких устройств дает только ориентировочные
цифры.
Силы облитерации и силы контактного трения изменяются
во времени. С увеличением времени выдержки золотника в покое
эти силы увеличиваются по закону экспоненты и поэтому их
трудно отличить.
В последнее время благодаря внедрению новых технологиче-
ских методов обработки поверхностей золотников и гильз, а также
63
применению специальных конструктивных мер можно свести силы
контактного трения в золотниках практически к нулю. В ре-
зультате удалось установить, что силы облитерации в золотниках
настолько малы, что в общем балансе сил, действующих на зо-
лотники, ими можно пренебречь.
Следует отметить, однако, что сам процесс облитерации при
создании неуравновешенных радиальных гидростатических сил
в золотниках играет важную роль, нарушая баланс давлений
в щелевых уплотнениях золотников гидрораспределителей.
Силы контактного трения. В появлении сил контактного тре-
ния и их увеличении с увеличением времени выдержки золот-
ников в покое особенно важная роль принадлежит микронеровно-
стям сопрягающихся скользящих поверхностей золотников и
гильз. В начальный момент останова золотника микровыступы
сопрягающихся поверхностей отделены слоем рабочей жидкости.
G этого момента в результате действия неуравновешенных сил
поверхности начинают сближаться, вытесняя рабочую жидкость
из микровпадин. Скорость вытекания жидкости и определяет ско-
рость сближения сопрягающихся поверхностей. При этом микро-
выступы сближающихся поверхностей входят в микровпадины.
При приложении осевого усилия вследствие разложения сил
на наклонных поверхностях микровыступов золотник' выходит
из зацепления с гильзой, а жидкость должна заполнить увели-
чившийся зазор. Для этого нужно приложить усилие, которое
увеличивается с увеличением выдержки золотника в покое.
Следует отметить также, что в момент страгивания золотника
некоторые микровыступы могут деформироваться, впоследствии
нарушив сопрягающиеся поверхности, и изменить характер
осевых сил.
Осевая сила, внешне похожая на контактное трение, может
появиться и в результате попадания в зазор между золотником
и гильзой твердых микрочастиц. Известны случаи, когда такие
микрочастицы приводили к заклиниванию золотников. Опасность
их попадания в зазор очень велика и необходимо всегда применять
Меры по защите зазоров. Твердые микрочастицы могут внедри-
ться в скользящие поверхности в результате уменьшения зазора,
обусловленного сжатием гильзы, раздутой давлением, посде сня-
тия этого давления. Это приводит не только к нарушению по-
верхности, но и к заклиниванию золотника.
Силы контактного трения определяются в основном качеством
контактирующих поверхностей, размерами микронеровностей,
величиной неуравновешенных сил и прочностью частиц загрязне-
ния. Следует учитывать, что загрязнениями могут быть и смоли-
стые вещества.
Одной из причин появления сил контактного трения является
неравномерность распределения давления в кольцевых зазорах,
Этому способствует совместное влияние облитерационных явле-
ний и отклонения от правильной цилиндрической формы сопря-
64
a)
Рис. 40. Виды разгрузочных кольцевых канавок на цилиндрических
золотниках
гаклцихся поверхностей гидрораспределителя, к которым следует
отнести конусность, овальность, огранку, бочкообразность и т. д.
Кроме того, даже идеальная поверхность гильзы под действием
давления может деформироваться.
Одним из простых методов уменьшения радиальных неуравно-
вешенных гидростатических сил в цилиндрических золотниках
является применение разгрузочных канавок (см. рис. Б, б и в).
При этом следует избегать канавок треугольной формы, так как
в этом случае трудно получить одинаковую ширину канавки по
всей окружности золотника. На рис. 40, а штриховыми линиями
показана желательная форма канавки, а сплошными — действи-
тельная, поэтому разгрузочные канавки должны иметь отвесные
стенки в месте их сопряжения с цилиндрической поверхностью
золотника. Примеры выполнения таких разрузочных канавок
показаны на рис. 40, бив.
Число канавок, ширина и форма их дна определяются кон-
кретными требованиями, предъявляемыми к гидрораспредели-
телю, и возможностями производства. Обычно ширину канавки,
если это не кольцевая проточка, выбирают в пределах 0,3—0,8 мм,
ширину бурта (промежутка между канавками) — 0,5—1,5 мм,
а глубину — не менее 0,3 мм. Кольцевые проточки применяют
в случаях, когда допускаются значительные утечки по зазору.
Недостатком треугольных канавок является также и то, что
их наклонные поверхности (рис. 41, а) позволяют крупным
а)	б)	0)
Рис. 41. Схемы взаимодействия кромки бурта золотника с ме-
ханическими частицами загрязнений:
1 — бурт золотника; 2 механические частицы; 3 =»• гильза
3 Ю. И. Чупраков	65
твердым частицам при осевом перемещении золотника легко за-
катываться в радиальный зазор. К таким же последствиям при-
водит и наличие большого радиуса закругления на кромках бурта
(рис. 41, б).
На рис. 41, в показано взаимодействие бурта, имеющего ост-
рую кромку, с механическими частицами. Частицы, размер ко-
торых больше зазора, соскабливаются и в зазор не попадают.
Мелкие же частицы все-таки в зазор попадают, но их действие
с точки зрения заклинивания золотника все же меньше.
Учитывая изложенное, необходимо стремиться, чтобы радиус
закругления был меньше зазора (/?к < 6). Однако на практике
этот радиус задают в пределах до 0,05 мм из-за технологической
сложности его выполнения.
Для уменьшения сил контактного трения используются также
методы, основанные на создании одной из сопрягаемых поверхно-
стей движения, сводящего время ее нахождения в покое к мини-
мальному. Это не позволяет микровыступам сопрягающихся по-
верхностей войти в микровпадины.
Для этих целей золотнику или гильзе с помощью специальных
микродвигателей (электро-, гидро- или пневматических) прида-
ется вращательное движение. Известно также, например, исполь-
зование вращающейся оси шестеренного насоса в качестве гильзы
золотникового гидрораспределителя.
Для уменьшения сил контактного трения применяется также
относительное знакопеременное осевое или поворотное движение
золотника или гильзы с малой амплитудой и относительно высокой
частотой, которое называется осцилляцией. Амплитуду осцилля-
ции выбирают в пределах 3—10% величины максимального сме-
щения золотника, 'а частоту — 300—1800 1/с.
Уменьшению сил контактного трения золотника при наличии
осциллирующих движений способствуют два фактора: во-пер-
вых, это отсутствие точек, в которых золотник долго находится
в неподвижном состоянии, а во-вторых, благодаря постоянному
изменению знака скорости золотника при гармоническом осцил-
лирующем 'движении суммарная осевая сила контактного трения
за длительный промежуток времени равна нулю. Последнее по-
ясняется графиками на рис. 42. Движение золотника имеет гар-
монический вид (верхний график). В крайних верхних и нижних
точках скорость dx/dt меняет свой знак. В первом приближении
сила контактного трения может быть записана в виде
Ti	1 ГЛ I clx
^тр = [ ^тр I Sgn *
При наличии осциллирующих движений силу контактного трения
можно представить в виде совокупности разнополярных прямо-
угольников с частотой, равной частоте осцилляции. Их суммарная
площадь за длительный промежуток времени стремится к нулю*
€6
с гармоническим осциллирующим движе-
нием золотника
Рис. 43. Схема возникно-
вения радиального усилия,
прижимающего золотник
к гильзе, при неправиль-
ной заделке пружины на
его торце
Следовательно, и сила контактного трения будет стремиться
к нулю.
Применение методов, связанных с относительным перемещением
золотника, для уменьшения сил контактного трения целесообра-
зно только в случаях, когда неприемлемы другие методы. Отно-
сительное движение золотника и гильзы приводит к интенсивному
износу контактирующих поверхностей. Кроме того, осцилляция
золотника в точках контакта сопрягающихся поверхностей при-
водит к выделению тепла, изменяющего в этих точках структуру
материала с потерей твердости. В этих местах возникают задиры,
сила трения увеличивается и может наступить момент, когда уси-
лия осциллятора не хватит, чтобы сдвинуть золотник с места.
Радиальная составляющая, приводящая к появлению сил
контактного трения, может быть вызвана силой пружин, устанав-
ливаемых часто на торце золотника для обеспечения пропорци-
ональности между сигналом управления и перемещением золот-
ника. На рис. 43 показана неправильная заделка пружины 2
на торце золотника 7. В результате неудачной посадки опорных
витков сила пружины Рп раскладывается на осевую Рп>о и ра-
диальную* РПе р составляющие. Радиальная составляющая может
достигать 20—30% силы пружины.
Для уменьшения радиальной составляющей силы пружины
устанавливают на специальных опорах (рис. 44, а—в).
Широко распространена заделка пружины, показанная на
рис. 44, а. Она применяется для центрирования золотников в элек-
трогидравлических усилителях без обратных связей. На торце
золотника 1 устанавливается в центровое отверстие конус 3,
который может быть выполнен и заодно с золотником. Такой же
конус имеет и заглушка 7 гильзы 2. Опоры 4 и 6 имеют внутренний
конус на л/6 радиана больше, чем конусы на золотнике и заг-
лушке. Последние имеют угол от л/2 до 3/4л радиан. Радиусы
вершин конусов от 0,1 до 0,5 мм в зависимости от твердости ма-
териала конусов и усилия центрирующих пружин. На цилиндри-
ческие поверхности опор 4 и 6 установлена пружина 5.
3*	67
Рис. 44. Примеры правильной
заделки пружин для центриро-
вания золотников:
а — 1 — золотник; 2 — гильза;
3 — конус; 4, 6 — опоры; 5 — пру-
жина; 7 — заглушка; б — 1 — зо-
лотник; 2 — гильза; 5, 5 — опоры;
4 — пружина; 6 — заглушка; в —
1 — гильза; 2 — золотник; 3 —
толкатель; 4 — опора; 5 — пру-
жина
а)
б)
Такая заделка пружин позволяет уменьшить силу контактного
трения золотника вследствие уменьшения радиальной составля-
ющей от действия пружин в сотни раз по сравнению с заделкой,
показанной на рис. 43.
Применяется также заделка (рис. 44, б), когда внутренний
конус выполняется на золотнике /, а внешний конус — на опоре 3 •
В золотниках большого диаметра (d3 > 10 мм) применяется
заделка пружины, показанная на рис. 44, в. Здесь золотник 2
и опора 4 имеют центровые глухие отверстия, заканчивающиеся
внутренними конусами. В эти отверстия входит толкатель 3
с наружными конусами. Поверхность опоры 4, на которую ло-
жатся опорные витки пружины 5, расположена ближе к золотнику,
чем точка контакта вершины конуса толкателя 3 и вершины
внутреннего конуса опоры. При такой заделке пружины со стороны
золотника отпадает необходимость в такой же заделке пружины
на противоположном конце. В этом случае ее можно выполнить,
как показано на рис. 43.
Для работы на маловязких жидкостях и полного исключения
контакта сопрягаемых поверхностей золотниковых гидрораспре-
делителей применяют методы, обеспечивающие гарантированный
зазор между перемещающимися одна относительно другой по-
верхностями.
Одним из возможных вариантов обеспечения гарантированного
зазора может являться установка гидростатических подшип-
ников. Однако из-за сложности реализации гидростатических под-
шипников в малогабаритных золотниковых распределителях и
повышенного непроизводительного расхода утечки рабочей жид-
68
кости, необходимого для обеспечения работы подшипников, они
в золотниковых гидрораспределителях применяются крайне редко,
в основном в системах регулирования водяных гидротурбин.
Простым и сравнительно доступным методом обеспечения гаран-
тированного зазора между сопрягающимися поверхностями гидро-
распределителей является установка золотников на механических
подвесках, которая наиболее удачно реализуется в плоских
золотниках.
На рис. 45 показан четырехщелевой золотниковый гидрорас-
пределитель, плоский золотник которого для обеспечения гаранти-
рованного зазора вывешен с помощью специальных пружин.
На основании 7 с помощью винтов 1 и штифтов 8 крепится золот-
ник 4, выполненный совместно с подвесками 2 и стойками 3 из
целого куска металла. Крайние концы подвесок 2 имеют утонче-
ния, которые являются гибкими шарнирами. Отверстия в золот-
нике 4, в которые запрессовываются пробки 5 и 6, выполняются
заодно с соответствующими отверстиями в основании/. Гаранти-
рованный зазор между золотником 4 и основанием 7 обеспечивается
установкой между опорами 3 и основанием 7 прокладок из фольги,
толщина которых определяет начальную величину гарантирован-
ного зазора бо-
На нижнюю поверхность золотника действует давление, вы-
зывающее появление вертикальной силы, увеличивающей зазор б.
На рис. 46, а показана схема действия давления на рабочуЩ
поверхность золотника. На рис. 46, б показана кинематическая
схема подвесок золотника, откуда видно, что зазор увеличива-
ется и с увеличением перемещения золотника из нейтрали. Кроме
того, появляется осевая составляющая от давления Рр,0, стремя-
щаяся сместить золотник также из нейтрали.
Таким образом, зазор б между смещенным из нейтрали зо-
лотником и его основанием складывается из начального зазора б0,
Рис. 45. Золотниковый четырехщелевой дросселирующий
распределитель с гарантированным зазором между золот-
ником и основанием:
1 ~ крепежные винты; 2 — стержни; 3 — опоры; 4 — золот-
ник; 5 и 6 ==• пробки; 7 — основание; 8 — штифты
69

Рис. 46. Распределение давлений на рабочих поверхностях плоских
золотников (а и в) и кинематическая схема подвески плоского золот-
ника (б):
1 и 3 — давление в междроссельных камерах; 2 — давление напора
приращения зазора вследствие наклона подвесок при смещении
золотника из нейтрали Л6А и приращения зазора вследствие де-
формации подвесок от сил давления Д6„. Последний фактор
в таких золотниках, как показанные на рис. 36, д и на рис. 45,
является существенным, так как зазор увеличивается по сравнению
с начальным в 2—3 раза. Кроме того, изменение давления питания
и давлений в полостях под торцами пробок из-за конечной жест-
кости подвесок приводит к дрейфу нуля такого дросселирующего
гидрораспределителя.
Значительного уменьшения усилия, отжимающего плоский зо-
лотник от основания, удается достичь применением конструкции
гидрораспределителя, приведенной на рис. 47. Здесь не показана
Рис. 47. Плоский золотнико-
вый четырехщелевой дроссе-
лирующий гидрораспредели-
тель с уменьшенной пло-
щадью сопрягаемых поверх-
ностей золотника и основа-
ния
система подвесок, так как она анало-
гична подвескам распределителя на
рис. 45.
В золотнике 2 и основании 5 в сборе
делается сквозное отверстие. В отвер-
стие золотника 2 запрессовывается про-
бка 1 с глухим центральным отвер-
стием. В основание 5 запрессовывается
втулка 4 (имеющая на верхнем торце
прямоугольный паз), в которую зап-
рессовывается центральная втулка 3.
Объемы прямоугольного паза втулки^,
охваченные соответствующими поверх-
ностями, образуют междроссельные
камеры гидрораспределителя, рабочая
жидкость от которых поступает по
двум наклонным каналам к рабочим
полостям гидродвигателя. Ширина паза
во втулке 4 определяет ширину рабо-
чего окна гидрораспределителя, Схема
70
действия давления на рабочую поверхность такого золотника
показана на рис. 46, в в том же масштабе, что и на рис. 46, а.
Сравнение этих рисунков показывает, что у плоского золотника
гидрораспределителя на рис. 47 отжимающее усилие при прочих
равных условиях на порядок меньше, чем у золотникового рас-
пределителя на рис. 45.
Осевые гидродинамические силы. Одной из важных состав-
ляющих, действующих в осевом направлении золотника, явля-
ется осевая гидродинамическая сила. Для четырехщелевого зо-
лотникового гидрораспределителя при рп = 21 МПа и Qmax =
= 150 см3/с она составляет 15—20 Н. При увеличении расхода
до 1500 см3/с эта сила увеличивается в десятки раз.
Осевая гидродинамическая сила обусловлена взаимодействием
с золотником потока рабочей жидкости, протекающей через
рабочие окна и внутренние полости золотникового гидрораспре-
делителя.
При течении жидкости через четырехбуртовой четырехщелевой
дросселирующий гидрораспределитель (рис. 48, а) осевая гидро-
динамическая сила складывается из двух составляющих.
Первая составляющая Рг2 (цифра в индексе соответствует
порядковому номеру рабочего окна при отсчете слева направо)
возникает в результате реактивного действия потока, вытекаю-
щего из междроссельной камеры А. Она направлена в сторону
закрытия рабочего окна распределителя и определяется как
рг2 = — PQ^2 cos 02.
Вторая составляющая Рг4 возникает в результате удара струи
о торец бурта при входе жидкости в сливную полость распредели-
теля. Поскольку средняя скорость удара струи отличается от
средней скорости жидкости в рабочем окне, то связь между осевой
гидродинамической силой, расходом жидкости Q и скоростью
жидкости в рабочем окне v4 выражается с помрщью коэффициента
пропорциональности kr
Рг4 ^rpQv4.
Эта сила направлена также в сторону закрытия рабочего окна
золотника.
Рис. 48. Схемы возникновения осевых гидродинамических сил:
а — в четырехбуртовом четырехщелевом цилиндрическом золотнике;
б — в плоском четырехщелевом золотнике
71
Кроме составляющих сил, обусловленных взаимодействием
установившегося потока с золотником, в гидрораспределителе
могут иметь место и составляющие, обусловленные изменением
скорости жидкости в соответствующих камерах распределителя.
Значение такой силы для каждой камеры определяется скоростью
изменения расхода и осевой длиной Iq потока в камере:
prv =
В цилиндрических золотниковых гидрораспределителях осе-
вые длины потоков в камерах нагнетания и слива практически
равны, направление же расходов в этих камерах разное, поэтому
обычно динамической составляющей осевой гидродинамической си-
лы на практике пренебрегают.
Выражение осевой гидродинамической силы, действующей на
золотник четырехщелевого золотникового дросселирующего гидро-
распределителя (см. рис. 48, а), при учете составляющих от дей-
ствия установившегося потока рабочей жидкости может быть за-
писано с учетом знака этой силы в виде
== Рг2 ^г4 = гЗ 4" ^г1 “ -PQ^ (C0S 6 Ч~ М-
В реальных гидрораспределителях в зависимости от соотно-
шения конструктивных параметров kr 0,7 — 0,9.
Для идеального золотника (см. рис. 48, а) при работе на
ненагруженный гидродвигатель (р3 = 0,75; cos 6 = 0,36; kr =
= 0,8) осевую гидродинамическую силу можно определить,
учитывая, что v = р,3 ]/рн/р, по приближенной формуле
Рг - 0,87 VTKQ.	(2.10)
В плоском золотниковом гидрораспределителе, показанном на
рис. 48, б, жидкость, вытекающая из-под пробки, не касается зо-
лотника. В связи с этим осевая гидродинамическая сила возни-
кает лишь в результате реактивного действия потока, вытекаю-
щего из камеры нагнетания, принадлежащей подвижному золот-
нику, и равна
г = Рг2 = PrS = — pQv cos 6	— 0,27 VppHQ.
(2.Н)
Из уравнений (2.10) и (2.11) следует, что осевая гидродинамиче-
ская сила, действующая на золотник гидрораспределителя, ра-
ботающего на ненагруженный гидродвигатель, пропорциональна
расходу через исполнительные гидролинии.
В реальных золотниковых гидрораспределителях из-за нали-
чия радиального зазора и изменения угла отклонения струи связь
между осевой гидродинамической силой, а также ее составляющими
и расходом через исполнительные гидролинии отличается от пря-
молинейной зависимости. Это отличие показано на графиках за-
висимости безразмерной осевой гидродинамической силы Рр
72
от безразмерного расхода Q
(рис. 49). Здесь за безразмерную
рсевую гидродинамическую силу
Pri принято отношение ее теку-
щего значения Pri к ее максималь-
ному значению Ргтах при работе
гидрораспределителя на ненагру-
женный гидродвигатель (р = 0)
и максимальном смещении золот-
ника из нейтрали (х = хтах).
Существует много способов
уменьшения осевой гидродинами-
ческой силы, основанных на раз-
личных принципах. Среди них
следует отметить, например, спо-
соб, основанный на увеличении
угла отклонения струи 6ВЬ1Х,
что достигается увеличением угла
конусности золотника а3. Он
может применяться только в слу-
Рис. 49. Зависимость осевой гидро-
динамической силы и ее составля-
ющих от расхода в исполнительных
гидролиниях золотникового гидро-
распределителя
чаях, когда в конструкции распределителя исключены силы Рг4
и Pri в соответствии с рис. 48, а. Известны также способы умень-
шения осевой гидродинамической силы, основанные на создании
в ограниченных участках рабочих полостей гидрораспределителя
перепада давления за счет расхода через гидрораспределитель.
Однако этот перепад пропорционален квадрату расхода, а осевая
сила почти линейно зависит от расхода. Поэтому компенсацию
осевой гидродинамической силы в этом случае удается получить
лишь в узком диапазоне расходов. Кроме того, при этом значи-
тельно усложняется конструкция гидрораспределителя.
Наиболее эффективным и сравнительно простым способом
уменьшения гидродинамической силы в золотниковых гидрорас-
пределителях является способ струйной компенсации. Его сущ-
ность для золотникового гидрораспределителя, показанного на
Рис. 50. Цилиндрический (а) и плоский (б) золотники с устрой-
ствами для компенсации осевой гидродинамической силы
73
рис. 50, а, сводится к следующему. Шейки золотника, располо-
женные в камере слива, выполняются профилированными. Основой
этого профилирования являются конусные поверхности, располо-
женные ближе к рабочим сливным окнам, с углом конуса <рш.
Этот угол выбирается таким, чтобы поток, втекающий в сливную
камеру под углом 0ВХ, ударяясь о поверхность конуса с углом фш,
вызывал бы осевую силу Рг4 (Pri), равную осевой силе Рг2 (Рг3),
создаваемую потоком, вытекающим из камеры нагнетания под
углом 0ВЫХ, и обратную по направлению.
Совместное решение уравнений
^г2 (^гз) == pQ^cos 0ВЫХ,
Л* (^n)	PQ^ cos (фш 0ВХ sin фщ,
?Г4 (Л1) — Рг2 (Л*з) “ 0
позволяет получить условие эффективной компенсации осевой
гидродинамической силы для схемы золотника на рис. 48, а
cos (фш )вх sift фщ COS0BbIx.
Если известны 0ВХ (х) и 0ВЫХ (х), которые зависят от гео-
метрии конкретного гидрораспределителя, то, подставив их
значения в полученную формулу, можно определить угол кону-
сности фш компенсирующей поверхности шейки золотника. В ре-
альных золотниках в зависимости от сочетания конструктивных
параметров фш = (0,4 — 0,7) рад.
На рис. 49 даны также зависимости безразмерной осевой ком-
пенсирующей силы Ргф и безразмерной осевой гидродинамической
силы Ргк гидрораспределителя с компенсирующими выточками
на золотнике от безразмерного расхода. Полной компенсации
осевой гидродинамической силы при таком способе компенсации
достичь не удается. Это объясняется тем, что при малых расходах
жидкости, соответствующих малым перемещениям золотника от-
носительно нейтрали, углы отклонения струи малы. Поэтому
при вытекании потока из полости нагнетания сила увеличивается
(увеличивается cos 0ВЬТХ), а при втекании потока в сливную по-
лость 0ВХ с фш, и эффект компенсации пропадает.
Следует отметить, что с увеличением фш в пределах 0ВХ можно
получить при больших открытиях золотника компенсирующую
силу | Ргф | > | Рг2 (Рг3)|, т. е. получить эффект перекомпенсации.
Более полного эффекта компенсации можно добиться установ-
кой пластин 2 и 3 на пробках плоского золотника /, как показано
на рис. 50, б. Здесь осевая составляющая реактивной силы, обу-
словленной потоком, вытекающим из камеры нагнетания, компен-
сируется осевой составляющей силы, вызванной ударом струи
о компенсирующую пластину, так как углы выхода струи и ее
удара о компенсирующую пластину равны, а также практически
равны и соответствующие скорости.
Глава
III
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСИЛИТЕЛИ
МОЩНОСТИ
§ 1. ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
УСИЛИТЕЛЕЙ
Гидравлическими усилителями мощности (или гидроусили-
телями) называют устройства, предназначенные для преобразо-
вания сигнала управления в виде перемещения или в виде усилия
(момента) в перемещение ведомого звена гидродвигателя посред*
ством жидкости, подводимой под давлением, с целью управления
гидрораспределителями, клапанами, регулируемыми дросселями,
регулируемыми насосами, регулируемыми гидродвигателями и
другими устройствами управления.
Увеличение передаваемой гидроусилителем мощности проис-
ходит за счет энергии гидравлического источника питания (на-
сосной установки, гидроаккумулятора и др.), подводимой с по-
мощью рабочей жидкости под давлением.
Гидроусилители различают по числу последовательно соеди-
ненных дросселирующих гидрораспределителей, через которые
проходит сигнал управления к гидродвигателю. По этому приз-
наку они делятся на одно-, двух- и многокаскадные. Однокаскад-
ные гидроусилители наиболее распространены. Они различаются
иногда и по типу гидрораспределителя в первых каскадах усиле-
ния.
Гидроусилители различают также по способу обеспечения про-
порциональности между перемещением ведомого звена гидродви-
гателя и сигналом, управления.
Гидроусилитель включает один или несколько последовательно
включенных дросселирующих гидрораспределителей, гидродвига-
тель и устройство, обеспечивающее функциональную зависимость
между перемещением ведомого звена гидродвигателя и сигналом
управления.
Разновидностью гидроусилителей являются электрогидравли-
ческие усилители мощности и электрогидравлические усилители-
преобразователи, широко применяемые в электрогидравличе-
ских системах дистанционного управления. Сокращенно их на-
зывают электрогидроусилителями.
Электрогидравлическими усилителями мощности принято на-
зывать гидроусилители, снабженные устройствами для преобра-
75
Рис. 51. Схема гидроусилителя без
обратной связи
зования входного электрического
сигнала в перемещение ведомого
звена гидродвигателя. электро-
гидравлических усилителях-прео-
бразователях выходным сигналом
является расход жидкосту! £
По способу обеспечения про-
порциональности между переме-
щением ведомого звена гидро-
двигателя и сигналом управления
гидроусилители принято делить
на гидроусилители без обратной
связи (по положению), с кинематической, гидромеханической и
силовой обратной связью по положению (ведомого звена гидро-
двигателя).
Гидроусилители без обратной связи. Схема гидроусилителя
без обратной связи приведена на рис. 51. Он состоит из дроссели-
рующего гидрораспределителя /, гидроцилиндра 3 и возвратных
пружин 2. Обязательным является применение в этой схеме гидро-
распределителя, способного обеспечить пропорциональную связь
между перемещением его управляющего элемента и перепадом
давления в междроссельных камерах. Поэтому в качестве дрос-
селирующего гидрораспределителя здесь можно использовать
двух- или четырехщелевой дросселирующий гидрораспределитель
сопло—заслонка, гидрораспределитель со струйной трубкой или
его разновидности, а также четырехщелевой золотниковый дрос-
селирующий гидрораспределитель с отрицательным перекрытием
(с протоком), как это показано на рис. 51. При перемещении уп-
равляющего элемента распределителя 1 из нейтрали изменяется
перепад давления в рабочих полостях гидроцилиндра 3, его шток
смещается из нейтрали до тех пор, пока сила сжатия пружин 2
не уравновесит силу, обусловленную перепадом давления.
Динамика ненагруженного гидроусилителя без обратной связи
может быть описана системой дифференциальных уравнений при
допущении линейности всех его звеньев.
Уравнение расходов
»	Vr дрр
Ол'^упр PqpPr	2£ fit
Уравнение давлений
су
Pr f У)
I п
du
(3.1)
(3.2)
так как в данном случае единственным видом нагрузки являются
центрирующие пружины 2.
В уравнениях (3.1) и (3.2): Vr — половина суммарного объема
рабочих полостей гидродвигателя и междроссельных камер вместе
с исполнительными гидролиниями; су — жесткость центрирующих
76
пружин; рг — перепад давления в рабочих полостях гидродвига-
теля.
После преобразования уравнений (3.1) и (3.2) к операторному
виду и их совместного решения можно получить передаточную
функцию гидроусилителя без обратной связи
__2		» /П
b С_______________RP*	U
у (S)___________«_____________________ kSL t-i Q\
Хупр (S) ~ fx	v	“ (Л-+ Тс)S +1 Trys+l-
kr.ct 2E&
Qp У	Qp
Анализ полученной передаточной функции показывает, что
постоянная времени гидроусилителя Тгу определяется суммой
постоянных времени: постоянной времени гидроусилителя без
учета сжимаемости жидкости Тг и постоянной времени Тс, обуслов-
ленной сжимаемостью рабочей жидкости. Последняя зависит от
объема Уг и модуля объемной упругости рабочей жидкости.
В гидроусилителях повышенной мощности Тс > Тг.
К недостаткам таких гидроусилителей относят постоянный
непроизводительный расход жидкости, увеличенную постоянную
времени за счет сжимаемости жидкости и чувствительность к внеш-
ней нагрузке, в том числе к контактному трению. Однако простота
конструкции гидроусилителя без обратной связи и простота его
настройки в сочетании с двухщелевым дросселирующим гидрорас-
пределителем сопло — заслонка долгое время способствовали его
широкому применению в электрогидравлических следящих при-
водах. Кроме того, гидроусилители без обратной связи могут при-
меняться в качестве предварительного каскада усиления в систе-
мах управления, где между оператором и гидроцилиндром трудно
или неудобно осуществить механические виды проводки.
Гидроусилители с кинематической обратной связью.
На рис. 52, а показан гидроусилитель с кинематической обратной
связью. Он состоит из дросселирующего гидрораспределителя 1,
а)	&)
Рис. 52. Схемы гидроусилителей с кинематической обратной связью
по положению
77
рычага 2 и гидроцилиндра 3. В качестве дросселирующего гидро-
распределителя здесь может применяться распределитель любого
типа, в том числе и золотникового с нулевым или небольшим по-
ложительным перекрытием. Последний выгодно отличается от
проточных малыми утечками.
Если верхний конец рычага 2 сместить относительно нейтраль-
ного положения, то сместится и управляющий элемент дроссели-
рующего гидрораспределителя 1, что приведет в движение шток
гидроцилиндра 3. Последний, увлекая за собой нижний конец
рычага 2, будет возвращать управляющий элемент распредели-
теля 1 в нейтральное положение, что приведет к останову штока
в новом положении, зависящем от величины перемещения верхнего
конца рычага.
Схема другого гидроусилителя с кинематической обратной
связью приведена на рис. 52, б. Дросселирующий гидрораспре-
делитель состоит из управляющего элемента/ (в данном случае
золотника) и основания распределителя 2 (в данном случае гильзы),
рычага обратной связи 4 и гидроцилиндра 3.
Сигнал управления, т. е. перемещение золотника относительно
гильзы, приводит в движение шток гидроцилиндра, который через
рычаг обратной связи перемещает гильзу, уменьшая рассогласо-
вание между гильзой и золотником.
Частным случаем приведенного на рис. 52, б гидроусилителя
является гидроусилитель с единичной обратной связью (kyx — 1,
/х = /2)- В таких гидроусилителях обычно рычаг обратной связи
отсутствует, а вместо этого основание дросселирующего гидро-
распределителя жестко крепится или на штоке при неподвижном
цилиндре, или на цилиндре при неподвижном штоке.
Линеаризованная модель ненагруженного гидроусилителя,
приведенного на рис. 52, б, может быть описана системой урав-
нений.
Уравнение расходов
W = /n-J-	(34)
Уравнение обратной связи
(3.5)
После преобразования к операторному виду и совместного решения
уравнений (3.4) и (3.5) передаточная функция рассматриваемого
гидроусилителя примет вид
У ($) = h/h _ kry
ХуПр (s)	fn^2	I i ryS “Fl
7 Г
KQxl 1
Достоинством таких гидроусилителей являются малые утечки
при всех установившихся значениях сигнала управления при
78
применении в качестве распреде-
лителя золотникового дроссели-
рующего гидрораспределителя
с небольшим значением положи-
тельных осевых перекрытий. Бла-
годаря также применению золот-
никового распределителя он обла-
дает повышенной жесткостью
к внешним нагрузкам на гидро-
двигателе.
Гидроусилители с гидромеха-
нической обратной связью. Схема
гидроусилителя с гидромехани-
ческой обратной связью по поло-
Рис. 53. Схема гидроусилителя
с гидромеханической обратной свя-
зью по положению
жению приведена на рис. 53.
Он состоит из двух двухщелевых
дросселирующих гидрораспреде-
лителей проточного типа: 1 —
в цепи управления, 3 — в цепи обратной связи жестко через
рычаг 4 обратной связи связан с гидроцилиндром 2. Рабочие окна
обоих двухщелевых дросселирующих гидрораспределителей соот-
ветственно соединены гидролиниями и образуют две междрос-
сельных камеры, к которым подсоединены рабочие полости гидро-
цилиндра.
Когда все подвижные элементы гидроусилителя находятся
в нейтральном положении, то давления в рабочих полостях гидро-
цилиндра равны. При смещении управляющего элемента распре-
делителя 1 из нейтрали появляется разность давлений и шток
гидроцилиндра 2 начинает двигаться. При этом через рычаг 4
обратной связи его движение передается управляющему элементу
распределителя 3 обратной связи. Гидравлическое сопротивление
рабочих окон последнего изменяется. Уменьшается при этом и
перепад давления в полостях гидроцилиндра. Он станет равным
нулю, как только гидравлические сопротивления соответствующих
рабочих окон распределителей 1 и 3 сравняются, и шток гидро-
цилиндра 2 остановится.
Работа линеаризованной модели ненагруженного гидроусили-
теля с гидромеханической обратной связью описывается дифферен-
циальным уравнением
l2 у)	,п dt'
(3.7)
которое после приведения к операторному виду и соответствующих
преобразований можно записать в виде передаточной функции
у($}
*упр (s)
(3-8)
I
79
Рис. 54. Гидроусилитель с силовой
обратной связью по положению
Достоинством гидроуси-
лителей с гидромеханической
обратной связью по положе-
нию, построенных по схеме
рис. 53, является возмож-
ность размещения задающего
гидрораспределителя на зна-
чительном расстоянии от гидродвигателя, так как в этом слу-
чае не требуется прокладывать механические связи в виде рыча-
гов и тросов. Это позволяет облегчить компоновку гидрообору-
дования. Однако значительный непроизводительный расход и
чувствительность к нагрузке, в том числе и к силам контактного
трения, ограничивают применение таких гидроусилителей. Их
используют в сочетании с гидрораспределителями проточного
типа, например сопло — заслонка в электрогидравлических уси-
лителях, а также в ряде систем ручного управления в качестве
предварительного каскада усиления.
В гидроусилителях с силовой обратной связью по положению
входным сигналом является усилие, которое воспринимается уп-
равляющим элементом дросселирующего гидрораспределителя.
Гидроусилитель с силовой обратной связью по положению
(рис. 54) включает дросселирующий гидрораспределитель /,
гидроцилиндр 2, рычаг 3 обратной связи и пружину 4 обратной
связи. Рычаг и пружина обратной связи конструктивно могут
быть объединены и выполнены в виде плоской, консольно закреп-
ленной на управляющем элементе распределителя пружины.
При воздействии на золотник дросселирующего гидрораспре-
делителя 1 управляющего сигнала Рупр золотник смещается из
нейтрального положения благодаря жесткости пружины обрат-
ной связи сос на величину х. Это приводит в движение шток гидро-
цилиндра, который через рычаг обратной связи и пружину об-
ратной связи создает на управляющем элементе усилие обратной
связи Рос, обратное по знаку управляющему -усилию. При равен-
стве этих усилий шток гидроцилиндра остановится в положе-
нии у, пропорциональном величине управляющего усилия Рупр.
Линеаризованная модель ненагруженного гидроусилителя с си-
ловой обратной связью, приведенного на рис. 54, описывается
системой уравнений
/	dy
\ = Рупр — Сос -Г У И ~Г~ Р = fn dt '
СОС
Их совместное решение после приведения к операторному виду
позволяет получить передаточную функцию рассматриваемого
гидроусилителя
80
2
y(s)
^упр (S)
Лгу
f п^2
kQx11
Основным достоинством гидроусилителей с силовой обратной
связью является то, что в качестве управляющего им сигнала'
может быть использовано управляющее усилие без каких-либо
дополнительных преобразований. Такой вид сигнала управления
обеспечивают все без исключения электромеханические преобра-
зователи. Поэтому гидроусилители с силовой обратной связью
широко применяются в конструкциях электрогидравлических
усилителей с гидрораспределителями типа сопло—заслонка или
с гидрораспределителями со струйной трубкой.
§ 2. ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛИ
Электромеханические преобразователи предназначены для пре-
образования электрического сигнала управления в механическое
перемещение ведомого звена, к которому подсоединяются управля-
ющие элементы дросселирующих гидрораспределителей. Электро-
механические преобразователи широко применяются в электро-
гидравлических усилителях.
Электромеханические преобразователи работают на различных
принципах. К ним относятся такие эффекты, как пьезоэлектри-
ческий и магнитострикционный. Однако по ряду причин электро-
механические пьезоэлектрические и магнитострикционные преоб-
разователи в электрогидравлических устройствах автоматики так
и не нашли широкого применения. Наиболее распространены
магнитоэлектрические, электромагнитные дифференциальные и
поляризованные преобразователи.
Магнитоэлектрические электромеханические преобразователи.
Принцип их действия основан на взаимодействии проводника, по
которому проходит ток управления, с магнитным потоком.
Схема одного из распространенных магнитоэлектрических пре-
образователей приведена на рис. 55, а. Конструктивно он выпол-
Рис. 55. Магнитоэлек-
трический электромеха*
нический преобразова-
тель с обмоткой подмаг-
ничивания (а) и пример
выполнения плоской цен-
трирующей пружины {б)
81
нен в виде тела вращения и состоит из статора /, обмотки под-
магничивания 2 и обмотки управления <3, размещенной на под-
вижной катушке 4. Катушка вместе с обмоткой концентрично
размещается в рабочем зазоре статора, чему способствуют пло-
ские центрирующие пружины 5 и 7, которые соединяются с ка-
тушкой 4 посредством стержня 6. Один из возможных вариантов
выполнения плоских центрирующих пружин дан на рис. 55, б.
Благодаря специальным фигурным вырезам центральная часть
такой пластины имеет высокую жесткость в радиальном направ-
лении и низкую жесткость в направлении, перпендикулярном ее
плоскости.
Обмотка подмагничивания 2, на которую подается постоян-
ное напряжение подмагничивания иА, создает в зазоре статора
магнитное поле с индукцией В. При прохождении через обмотку 3
тока управления на витки этой обмотки будет действовать сила Рь
пропорциональная току управления i и активной длине токо-
несущего проводника /а. Направление же этой силы будет опре-
деляться направлением тока управления. Перемещение хя ка-
тушки с обмоткой управления, которые условно назовем якорем
преобразователя, будет определяться силой, развиваемой током
управления P[f и жесткостью центрирующих якорь пружин ся.
Жесткость плоских центрирующих пружин в общем случае
зависит от величины их прогиба, с увеличением которого она уве-
личивается. Однако обычно параметры центрирующих плоских
пружин выбирают такими, чтобы их жесткость в пределах рабочего
диапазона смещений якоря (0,3—2,0 мм) была близкой к линейной.
В пределах линейности жесткости центрирующих пружин
уравнение обобщенной статической характеристики магнито-
электрического электромеханического преобразователя можно за-
писать
относительно перемещения якоря при наличии внешней нагрузки
Pti или
Ря = kpii
относительно развиваемого преобразователем усилия Ря.
Основным достоинством магнитоэлектрических преобразова-
телей является отсутствие в их статических характеристиках
петли магнитного гистерезиса. Кроме того, -статоры таких преоб-
разователей изготовляют из простой и доступной электротехни-
ческой стали, что обеспечивает их низкую стоимость.
Магнитоэлектрические преобразователи, выполненные по схеме
на рис. 55, а, имеют существенные недостатки. При работе в уст-
ройствах электрогидроавтоматики такой преобразователь запол-
няется рабочей жидкостью. Ферромагнитные частицы в ней,
являющиеся продуктом износа трущихся стальных поверхностей,
осаждаются в магнитном поле рабочего зазора статора и ухуд-
шают со временем характеристики преобразователя вплоть до
появления отказа. Разрушающее воздействие на обмотки и меха-
нические элементы преобразователя может оказывать как рабочая
жидкость, так и содержащиеся в ней примеси, например вода.
Недостатком этого преобразователя является также наличие
обмотки подмагничивания. Обмотка подмагничивания непроизво-
дительно потребляет электрическую мощность, обычно во много
раз превышающую максимальную мощность управляющего элект-
рического сигнала. Она выделяет тепло, которое необходимо от-
водить. Кроме того, имеется опасность перегорания обмотки под-
магничивания или обрыва подводящих проводов, после чего
преобразователь теряет управляющие свойства.
Еще одним недостатком такого преобразователя является его
чувствительность к линейным ускорениям в направлении пере-
мещения якоря.
Недостатки, присущие конструкции преобразователя, приве-
денного на рис. 55, а, могут быть устранены путем замены об-
мотки подмагничивания постоянным магнитом и отделения с по-
мощью герметизирующего узла электромагнитной системы от
гидросистемы. Преобразователи, в которых электромагнитная
система отделена от гидросистемы, принято условно называть
«сухими».
Схема «сухого» магнитоэлектрического электромагнитного пре-
образователя с постоянным магнитом для создания магнитного
потока в рабочем зазоре статора приведена на рис. 56. На основа-
нии 12 крепится электромагнитная система преобразователя и
герметизирующий узел. В статоре 9 размещены постоянные маг-
ниты 8 с наконечником 7, катушка 4 с обмоткой управления 6,
центрирующие пружины 5 и 10 и стержень 11. Герметизирующий
узел выполнен в виде сильфона 1 с проходящим через него кача-
ющимся стержнем 13. Нижний конец сильфона с помощью бан-
дажного кольца 14 крепится на основании /2, а на его верхний
Рис. 56. Схема «сухого* магнитоэлектрического электромеханического
преобразователя с постоянным поляризующим магнитом
83
конец надевается коромысло 2. Коромысло крепится к основанию
с помощью двух плоских пружин 15, которые выполняют роль
шарниров и позволяют поворачиваться стержню-качалке 13
вокруг оси 0—0. Жесткая связь верхнего конца стержня-качалки
со стержнем якоря осуществляется с помощью гибкого стержня 3,
Применение в качестве разделителя изгибающегося сильфона
обусловлено стремлением уменьшить влияние жесткости раздели-
теля на суммарную механическую жесткость преобразователя.
Кроме того, сильфон, работающий на изгиб, при переводе к ли-
нейным перемещениям якоря работает в менее напряженном ре-
жиме, чем это имело бы место при его растяжении и сжатии.
Для устранения влияния линейных ускорений на работу магнито-
электрического преобразователя можно крепить на нижний конец
стержня-качалки противовесы. Такая конструкция герметизи-
рующего узла позволяет преобразовывать линейное перемещение
якоря преобразователя в линейное перемещение свободного конца
стержня-качалки хя.
Общий недостаток магнитоэлектрических преобразователей
заключается в том, что их размеры и масса по сравнению с электро-
магнитными преобразователями значительно больше. Кроме того,
с уменьшением мощности магнитоэлектрических преобразователей
вследствие увеличения отношения массы подвижной катушки
к развиваемому током управления усилию уменьшается их быстро-
действие.
Применяют магнитоэлектрические преобразователи обычно
в тех случаях, когда к их массе, размерам и быстродействию не
предъявляются высокие требования, а определяющими факторами
являются низкая стоимость и высокая линейность статической
характеристики.
Дифференциальные электромагнитные электромеханические
преобразователи. Работа их основана на взаимодействии ферро-
магнитного якоря с двумя электромагнитами, каждый из кото-
рых имеет по одной обмотке управления, ток в которых изменяется
дифференциально.
Схема одного из дифференциальных преобразователей электро-
магнитного типа приведена на рис. 57, а. Он состоит из якоря 2,
который поворачивается вокруг оси 4, статора 3, имеющего вид
Ш-образного сердечника, на крайних полюсных наконечниках
которого расположены обмотки управления 1 и 6. Якорь 2 связан
с центрирующими пружинами 5, которые обеспечивают пропор-
циональность его перемещения хя разности токов управления
i — ii — i2, которую для краткости принято называть током уп-
равления. Обмотки управления подключаются к электрическому
усилителю 7, который обеспечивает обратно пропорциональное
изменение токов управления в каждой обмотке при изменении
напряжения управления иу.
Если токи управления равны и = 12 = i0 и якорь под дейст-
вием пружин находится в нейтрали, то силы в крайних зазорах
84
о)
Рис. 57. Схема дифференциального электромагнитного электро-
механического преобразователя (а) и график изменения сил в ра-
бочих зазорах при перемещении якоря (б)
между якорем и статором также равны. При изменении управля-
ющего напряжения иу на входе электрического усилителя из-
менятся и токи управления. В одной обмотке ток уменьшается,
а в другой — увеличивается. Разность электромагнитных сил
в рабочих зазорах, преодолевая жесткость центрирующих пружин,
приведет к повороту якоря на некоторый угол, пропорциональный
току управления.
На рис. 57, б показаны графики зависимости силы на якоре
в точке центра полюсного наконечника от положения якоря.
Эти графики поясняют, как нелинейная квадратичная зависимость
сил от зазоров между якорем и полюсными наконечниками в диф-
ференциальном преобразователе преобразуется в линейную за-
висимость, а также поясняют методику выбора жесткости центри-
рующих пружин для обеспечения пропорциональности перемеще-
ния якоря току управления.
Пусть по обмоткам управления протекают начальные токи i0.
Принудительное смещение якоря приводит к нелинейному из-
менению сил в рабочих зазорах преобразователя. Графики из-
менения этих сил представлены на рис. 57, б кривыми 1 и 2.
Их разность дает кривую 3, которую можно охарактеризовать
по аналогии с механическими пружинами «магнитной жесткостью».
Эта жесткость отрицательна, так как суммарная электромагнит-
ная сила стремится сместить якорь из нейтрального положения.
Очевидно, что^для того, чтобы суммарная жесткость якоря была
положительной, необходимо иметь центрирующие пружины с по-
ложительной жесткостью по абсолютной величине большей,
чем магнитная жесткость. График изменения силы центрирующих
пружин от смещения якоря из нейтрали показан прямой 4. Раз-
85
ность прямой 4 и кривой 3 дает кривую 5, которая выражает сум-
марную зависимость сил магнитной и механической пружин от
смещения якоря.
Из-за нелинейности магнитной жесткости в дифференциальных
электромагнитных преобразователях линейность их характери-
стик обеспечивается в диапазоне смещения якоря, не превышаю-
щих 70% величины начального зазора между якорем и полюсными
наконечниками.
Дифференциальные электромагнитные преобразователи кон-
структивно могут выполняться также в виде тел вращения, что
упрощает технологию их изготовления. Простота таких преобра-
зователей привела к их широкому распространению. Однако по-
степенно они были практически вытеснены поляризованными
электромагнитными преобразователями. Это происходит потому,
что дифференциальные электромагнитные преобразователи имеют
недостатки, два из которых являются существенными: необходи-
мость обязательного применения электрического усилителя с диф-
ференциальным выходом; для получения идентичности характе-
ристик при массовом производстве таких преобразователей, а
также высокой симметрии их характеристик необходимо изго-
товлять элементы преобразователей с высокой степенью точности.
Дифференциальные электромагнитные преобразователи, кроме
того, сложны в регулировке, а для получения характеристик с ма-
лой шириной петли гистерезиса необходимо и якорь, и статор
изготовлять из дорогостоящих пермаллоев. Кроме того, при от-
сутствии сигнала управления их обмотки потребляют электри-
ческую мощность.
Поляризованные электромагнитные электромеханические пре-
образователи. Работа их основана на взаимодействии якоря с ма-
гнитными потоками в рабочих зазорах, создаваемыми поляризу-
ющими устройствами и изменяемыми за счет алгебраического
суммирования с магнитным потоком, создаваемым токами в об-
мотках управления.
Поляризованные электромагнитые преобразователи, несмотря
на относительную сложность по сравнению с преобразователями
других типов, имеют преимущества, способствующие их широ-
кому распространению. При массовом изготовлении сравнительно
просто обеспечить идентичность их характеристик. Они просты
в регулировке и некритичны к схеме подключения к электриче-
скому усилителю. Они могут работать и без электрического уси-
лителя, т. е. от аккумулятора или батареи. При этом ток управле-
ния можно менять с помощью потенциометра.
Схема одного из первых поляризованных электромагнитных
преобразователей, применявшихся в электрогидравлических сле-
дящих приводах, приведена на рис. 58. На основании статора 9
закреплены Г-образные полюсные наконечники 2 и 7, а также в под-
шипниках 10 и 11 — вал 12 с якорем 1. На полюсных наконечни-
ках расположены обмотки подмагничивания 3 и 8. На основании
86
Un
Рис. 58. Схема поляризованного электромагнитного электро-
механического преобразователя
также размещена катушка 6 с некоторым зазором относительно
якоря, на котором намотаны обмотки управления 5. Электромаг-
нитная система преобразователя закрыта кожухом 4. Свободный
конец якоря расположен под полюсами наконечников и образует
два рабочих зазора с изменяющейся площадью, зависящей от
положения якоря.
Обмотки подмагничивания соединяются последовательно таким
образом, чтобы при подаче напряжения подмагничивания магнит-
ные потоки Ф1 и Фг в рабочих зазорах были равны и направлены
в разные стороны. При отсутствии потока управления (Фу = 0)
и смещении якоря из нейтрали напряженность магнитного потока
в рабочих зазорах, имеющих в этом случае разную площадь,
окажется разной. Поэтому появится усилие, которое будет стре-
миться вернуть якорь в нейтральное положение, чтобы выравнять
напряженности магнитного поля в рабочих зазорах. Это усилие
похоже на усилие от пружины, так как оно пропорционально
углу отклонения якоря. Поэтому оно может характеризоваться
коэффициентом магнитной жесткости.
В зависимости от формы рабочего зазора между якорем и по-
люсными наконечниками меняется и величина коэффициента
магнитной жесткости.Если зазор концентричный, т. е. поверх-
ность якоря и полюсных наконечников имеет цилиндрическую
поверхность с осью, совпадающей с осью якоря, то магнитная
жесткость будет стремиться к нулю. Магнитная жесткость у пре-
образователя, имеющего плоский рабочий зазор, выше, чем у пре-
образователя, имеющего плоскую поверхность полюсов и цилин-
дрическую поверхность якоря. Если свободный конец якоря рас-
положить между полюсными наконечниками, то магнитная жест-
кость станет отрицательной, так же, как и у дифференциального
электромагнитного преобразователя, показанного на рис. 57, а.
87
При подаче токов в обмотки управления в зависимости от их
величины и знака появится магнитный поток управления Фу,
который, будучи направленным в одну сторону, приведет к умень-
шению магнитного потока в одном рабочем зазоре и увеличению —
в другом. В результате якорь переместится в сторону зазора с бо-
льшим магнитным потоком, чтобы выравнять индукцию в обоих
зазорах. Величина перемещения якоря будет пропорциональна
величине магнитного потока управления и, следовательно, раз-
ности токов во всех обмотках управления, а знак перемещения
определяется направлением потока управления, который также
определяется суммарной разницей токов управления с учетом их
знака.
Управляющие элементы дросселирующих гидрораспредели-
телей жестко крепятся к валу электромеханического преобразо-
вателя с помощью простейших механических приспособлений.
Основными недостатками поляризованных преобразователей,
построенных по схеме на рис. 58, являются следующие: наличие
обмоток подмагничивания, чувствительность якоря к линейным
ускорениям, люфты в подшипниках, достигающие 0,03 мм, кон-
тактное трение в подшипниках, а также контакт электромагнит-
ной системы с рабочей жидкостью гидросистемы. Кроме того, ве-
личина паразитного зазора между якорем и основанием оказывает
существенное влияние на крутизну статических характеристик
преобразователей. Поэтому при их изготовлении необходимо
назначать жесткие допуски не только на рабочие зазоры, но и
на паразитный зазор.
Указанные недостатки отсутствуют у поляризованного электро-
магнитного преобразователя, схема которого приведена на рис. 59.
На основании 9 крепятся сердечники статора 6 и S, между кото-
рыми размещаются два постоянных магнита 2 и 7. Якорь 3 по
плотной посадке надевается на тонкостенную трубку 10, которая
нижним концом запрессовывается в основание 9. Поворот якоря,
обусловленный электромагнитными силами под действием токов
управления в обмотках 5, передается через стержень 11. Центр
поворота этого стержня находится примерно на одной трети длины
тонкостенной трубки 10 от ее
основания и на рисунке обо-
значен 0—0. Обмотки управ-
ления расположены на кату-
шках 4, которые размещены
между сердечниками статора
с некоторым зазором относи-
Рис. 59. Схема «сухого» поляризо-
ванного электромагнитного элек-
тро ме хан ического преобразователя
с постоянными поляризующими маг-
нитами
83
тельно якоря, дающим ему возможность свободно поворачи-
ваться на рабочий угол. Электромагнитная система защищена
от воздействия окружающей среды кожухом 1.
Высокая жесткость герметизирующей трубки частично компен-
сируется отрицательной жесткостью магнитной пружины. Этим
объясняется расположение в этом преобразователе якоря между
полюсными наконечниками. Размеры герметизирующей трубки
обычно составляют: длина до 30 мм; диаметр до 4 мм; толщина
тонких стенок до 0,07 мм. Она может выдерживать давление до
10 МПа.
Применение «сухих» преобразователей позволяет существенно
сокращать размеры устройств, например электрогидроусилителей,
так как в этом случае отпадает необходимость выполнения в их
корпусе специальных колодцев для размещения преобразова-
телей.
Поскольку работа поляризованных электромагнитных преоб-
разователей основана на изменении магнитного потока в якоре,
т. е. на перемагничивании ферромагнитного стержня, то стати-
ческие характеристики преобразователя будут иметь вид петли
магнитного гистерезиса, величина которой зависит от материала,
используемого при изготовлении якоря. Для уменьшения петли
магнитного гистерезиса якорь обычно изготовляют из магнито-
мягких материалов, к которым относятся пермалон. Сердечники
статора можно изготовлять из электротехнических сталей.
На рис. 60, а приведена обобщенная статическая характери-
стика сухого поляризованного электромеханического преобра-
зователя, выражающая зависимость перемещения свободного
конца стержня хя от тока управления i при постоянных значениях
Рис. 60. Обобщенные статические характеристики электромагнитного поля-
ризованного электромеханического преобразователя
89
линиями, получена при свободном перемещении стержня. Штри-
ховыми линиями показаны усредненные зависимости хя =
f (OpH=const«
На рис. 60, б показаны эти же характеристики, но в коорди-
натах Рн = f (0. Силовая характеристика и характеристика пе-
ремещения имеют вид петли гистерезиса (2—5%). В некоторых
случаях его удается уменьшить до 1°о.
Анализ статических характеристик, приведенных на рис. 60,
позволяет сделать вывод, что при определенных допущениях их
можно в пределах рабочих смещений якоря линеаризовать.
Линеаризованное уравнение обобщенной статической характе-
ристики любого электромагнитного преобразователя с якорем, име-
ющим поворотное движение, может быть записано в виде
Мя = kMii — kMaa или а = kaii — kaMM.
Эти уравнения равнозначны, так
между собой зависимостью
Г-1 = ^aAf = 3--- ИЛИ
КМ1	кМа
как их коэффициенты связаны
-	— ь —
А . кМа а
Динамические характеристики электромеханических преобра-
зователей. Электромеханические преобразователи необходимо рас-
сматривать с учетом нагрузок на его ведомом звене, а также с уче-
том свойств выходного каскада электрического усилителя, кото-
рый управляет этим преобразователем. Это объясняется тем,
что скорость перемещения якоря преобразователя зависит не
только от нагрузки, определяемой гидрораспределителем, но и
от скорости нарастания тока управления, зависящей от индуктив-
ности обмоток управления, активного сопротивления электриче-
ской цепи и величины электродвижущей силы, возникающей
в результате движения якоря.
С учетом изложенного уравнение электрической цепи можно
записать в виде
•  г di । 1 doc
u^Rl+L-.+kuh—
или после
преобразований к операторной форме и замены
э
i (s) = [н (5) - ku(s) s]	•	(3-10)
Запишем также дифференциальное уравнение движения якоря
преобразователя
k i = 1	4- k • — 4- k а 4- М
КМГ dt2 ’ Ma dt '	I /нн>
90
которое в операторной форме после преобразований и замены
/я	Л1ос	«.
ь— = Тя, а также 	- = £я примет вид
2 у iskMa
«(s) = (W (s) ~ Ми (s)] - 22	•	(3.11)
J	я5 “г 1
Связь между углом поворота якоря и линейным перемещением
управляющего элемента гидрораспределителя ввиду малости
углов поворота якоря можно записать в виде
хя = Z tg а /а
или в операторной форме
A-H(s) = Za(s).	(3.12)
На основании уравнений (3.10), (3.11) и (3.12) можно построить
структурную схему, которая приведена на рис. 61. При пренебре-
жении коэффициентом противоэдс ku-a и моментом нагрузки 7ИН
передаточная функция электромеханического преобразователя
упростится:
*я (s) __ _______________________ ZQ
“(S) (Гэ5 + 1)(тУ + 2гяГя5 + 1)*	(	’
Следует отметить, что пренебрежение коэффициентом противо-
эдс допустимо лишь для грубой качественной оценки динамиче-
ских характеристик. За счет влияния противоэдс движения увели-
чивается отставание по фазе и амплитуде в области низких частот,
смещается вправо частота резонансного всплеска и увеличивается
его абсолютное значение.
Таким образом, динамические характеристики электромехани-
ческих преобразователей определяются как электритеской це-
пью, так и его механической частью.
Электрическая постоянная времени Тэ, если не принимать
специальных мер, может оказаться больше механической посто-
Рис. 61. Структурная схема электромеханического преобразовав
теля, работающего совместно с электрическим усилителем
91
янной времени Тя, так как индуктивность обмоток управления
имеет обычно величину порядка 0,3—5 Г, а их активное сопро-
тивление — порядка 200 — 3000 Ом. Поэтому электрическая по-
стоянная времени обычно определяется активным сопротивлением
выходного каскада усиления электрического усилителя. Одним
из способов уменьшения электрической постоянной времени яв-
ляется введение в электрическом усилителе отрицательной об-
ратной связи по току в обмотках управления электромеханиче-
ского преобразователя.
Механическая постоянная времени якоря Тя зависит от жест-
кости подвижных элементов якоря, т. е. от магнитной и механи-
ческой жесткости, а также от момента инерции якоря /я. Следует
отметить, что на приведенный момент инерции якоря влияет и
масса жидкости, заполняющей электромагнитную систему, которая
увеличивает момент инерции якоря. Постоянная времени Тя
в быстродействующих преобразователях составляет величину по-
рядка 0,003—0,0015 с.
Коэффициент относительного демпфирования якоря £я опре-
деляется электромагнитным демпфированием и вязкостью среды,
в которой находится якорь. Следовательно, у «сухих» преобразо-
вателей демпфирующие свойства хуже (£я = 0,02-—0,15), чем
у преобразователей, магнитная система которых залита жидкостью
(£я = 0,3-н0,45).
На рис. 62 приведены экспериментальные логарифмические
амплитудно-фазовые частотные характеристики поляризованного
электромагнитного преобразователя, у которого L — 1,5 Г, а
R = 300 Ом. Сплошными линиями показаны амплитудные и фа-
зовые частотные характеристики «сухого» преобразователя, а
штриховыми — характеристики преобразователя, электромаг-
нитная система которого залита рабочей жидкостью АМГ-10.
Рис. 62. Логарифмические амплитудно-фазовые частотные харак-
теристики электромеханического поляризованного преобразователя
92
У «сухого» преобразователя частота резонансного всплеска не-
сколько выше, но коэффициент относительного демпфирования
значительно меньше. Характер изменения логарифмических ам-
плитудно-фазовых частотных характеристик хорошо согласу-
ется с выражением (3.13).
§ 3. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСИЛИТЕЛИ МОЩНОСТИ
БЕЗ ОБРАТНОЙ СВЯЗИ ПО ПОЛОЖЕНИЮ
Наиболее простыми электрогидравлическими усилителями
мощности без обратной связи по положению являются однокас-
кадные усилители, состоящие из электромеханического преобра-
зователя и дросселирующего гидрораспределителя. Такие элек-
трогидравлические усилители предназначены для преобразования
электрического сигнала управления в усиленный по мощности
поток рабочей жидкости, подводимой под давлением. Будучи
подсоединенным к исполнительному гидродвигателю, такой уси-
литель обеспечивает пропорциональное регулирование его ско-
рости.
Если на регулирующий элемент дросселирующего гидрорас-
пределителя расход рабочей жидкости через исполнительные
гидролинии или давление нагрузки не оказывают существенного
силового воздействия, то динамика однокаскадного электрогидро-
усилителя целиком определяется динамикой электромеханиче-
ского преобразователя (см. рис. 61). Следует, однако, отметить,
что расход через исполнительные гидролинии дросселирующего
гидрораспределителя определяется не только смещением из
нейтрали его управляющего элемента, то также давлением на-
грузки и сжимаемостью рабочей жидкости, которые определя-
ются уже параметрами рабочей жидкости и нагрузки. Цоэтому
в дальнейшем при описании динамических свойств электроги^ро-
усилителя за выходной параметр будет приниматься перемещение
управляющего /элемита дросселирующего ги/рораспределителя,
который-- непосредственно управляет силовым гидродвигателем.
Одним из наиболее простых двухкаскадных электрогидроуси-
лителей без обратной связи по положению является электрогидро-
<^усилитель,7схема которого приведена на рис.—63. Его основным
достоинством является сравнительная простота изготовления и
регулировки. [Он включает в себя следующие основные узлы и)
элементы^'На корпусе 14 устанавливается электромеханический
преобразователь 1. В корпусе же монтируются дросселирующий
гидрораспределитель сопло—заслонка, являющийся первым кас-
кадом дшлравлического усиления и состоящий из заслонки 2,
сопл .3 и /3 и двух постоянных дросселей 4 и 12, а также золотни-
-Ковый_дррс£елирующий гидрораспределитель 9 с центрирующими
пружинами 8 и 10, который является вторым каскадом гидравли-
ческого усиления. Заслонка 2 жестко связана с выходным валом
преобразователя /. Регулировочный винт 7-позволяет выставлять
93
Рис. 63. Схема двухкаскадного элек-
трогидравлического усилителя мощ-
ности без обратной связи
ТТН/ЛЬ ЗОЛОТШ4К-ОВЪШ_ДрОССе-
лирующий гидрораспредели-
тель РГ^ТехнсГлогические заг-
лушки 5 \у И предназначены
для ^подсоединения к меж-
дроссе^ьным камерам гидро-
распределителя сопло—зас-
лонка манометров для его
настройки. Устройство 6 слу-
жит для понижения давления
питания, подводимого к гид-
рораспределителю сопло—
заслонка с целью уменьшения утечек через сопла (непро-
изводительного расхода) и обеспечения при этом линейности
перепадной характеристики. Таким устройством может служить
постоянный дроссель, если не предъявляется жестких требований
к величине коэффициента усиления гидроусилителя при изменении
давления питания. Если же это требование является существен-
ным, то в этом случае устанавливается специальный редукционный
клапан, схема и-работа которого будут~рассмотрены в §V.3 (см.
с. 174).
Связь между перемещением золотника х (s) и положением за-
слонки h (s) может быть записана на основании передаточной
функции (3.3) в виде
x(s) =
^гу
(3.14)
Уравнение момента на валу электромеханического преобразо-
вателя, обусловленного силовым воздействием потока рабочей
жидкости на заслонку, с достаточной точностью можно записать
в операторном виде:
лей
Mp(s)=-^lpr(s).	(3.15)
При этом давление нагрузки рГ ($) на основании уравнения (3.2)
зависит только от смещения золотника:
Рг (S) = X (s).
Тх
(3.16)
На основании уравнений (3.14), (3.15) и (3.16), а также с уче-
том уравнений электромеханического преобразователя (3.11) и
(3.12), учитывая также, что A1H (s) = Мр (s), строится структур-
94

ная схема электрогидравлического усилителя без обратной связи,
которая приведена на рис. 64.
Из структурной схемы видно, что электрогидроусилитель
охвачен отрицательной обратной связью по давлению нагрузки
на золотниковом дросселирующем гидрораспределителе. Эта связь
неглубокая, однако она приводит к уменьшению коэффициента
усиления электрогидроусилителя. Одновременно обратная связь
по нагрузке увеличивает его быстродействие.
Первый каскад гидравлического усилителя в виде гидрораспре-
делителя сопло — заслонка необходим для того, чтобы при ис-
пользовании маломощного электромеханического преобразователя
с высоким быстродействием обеспечить большие перестановочные
усилия для управления золотниковым гидрораспределителем.
К недостаткам электрогидроусилителей без обратной связи по
положению, выполненных по схеме, приведенной на рис. 63,
относится увеличенная постоянная времени гидроусилителя за
счет сжимаемости жидкости. Как уже отмечалось, постоянная
времени такого гидроусилителя Тгу является суммой постоянной
времени собственно гидроусилителя Тг и постоянной времени,
обусловленной сжимаемостью жидкости Тс.
Поэтому для увеличения быстродействия такого гидроусили-
теля необходимо уменьшать объем торцовых полостей золотника
и объем междроссельных камер гидрораспределителя сопло—
заслонка, увеличивать жесткость центрирующих золотник пру-
жин, т. е. уменьшать максимальный ход золотника, увеличивать
коэффициент KQp гидрораспределителя сопло—заслонка, что
связало с увеличениемх непроизводительного расхода утечки ра-
бочей жидкости, уменьшать площадь сечения, т. е. диаметр зо-
лотника, что приводит к уменьшению перестановочных усилий.
Таким образом, при проектировании гидроусилителей без обрат-
ных связей возникает ряд противоречивых требований, разреше-
ние которых требует от конструктора значительного опыта.
Еще одним недостатком такого электрогидроусилителя явля-
ется то, что для преодоления сил, вызванных перепадом давления
на торцах золотника, обусловленных жесткостью центрирующих
золотник пружин, необходимо увеличивать мощность электро-
Рис. 64, Структурная схема линеаризованной модели электро-
гидроусилителя без обратной связи
механического преобразователя, что влечет за собой увеличение
массы его якоря, увеличение индуктивности обмоток управления,
следовательно, — уменьшение быстродействия электромеханиче-
ского преобразователя и электрогидроусилителя в целом.
Так как перемещение золотника гидрораспределителя опреде-
ляется перепадной характеристикой гидрораспределителя сопло-
заслонка, зависящей от давления питания, подводимого к н^му,
то коэффициент усиления всего двухкаскадного электрогидроуси-
лителя будет зависеть от давления питания, если не использовать
в этом случае редукционный клапан.
Учитывая, что линейность перепадной характеристики гидро-
распределителя сопло — заслонка обеспечивается в диапазоне
h — 0,6 (см. рис. 20, б), то рабочий ход заслонки выбирается также
в этих пределах. Таким образом, начальный зазор между соплом и
заслонкой значительно превышает величину рабочего хода за-
слонки и поэтому не используется вся мощность распределителя
первого каскада гидравлического усилителя.
Кроме того, для обеспечения линейности статических характе-
ристик такого электрогидроусилителя необходимо, чтобы линей-
ными характеристиками обладал и электромеханический преобра-
зователь, и гидроусилитель. В этом случае предъявляются осо-
бенно жесткие требования к линейности характеристики перемеще-
ния преобразователя.
§ 4. ЭЛЕКТРО ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСИЛИТЕЛИ МОЩНОСТИ
С ОБРАТНОЙ СВЯЗЬЮ ПО ПОЛОЖЕНИЮ
Введение обратной связи по положению уменьшает чувстви-
тельность электрогидроусилителя к нагрузкам, действующим на
выходной элемент, и увеличивает быстродействие благодаря исклю-
чению постоянной времени, обусловленной сжимаемостью жидко-
сти. Электрогидравлические усилители с обратной связью по поло-
жению по виду применяемого гидроусилителя делят на усилители
с кинематической, гидромеханической и силовой обратной связью
по положению.
v Электрогидроусилители с гидромеханической обратной связью
по положению. Схема одного из таких электрогидроусилителей
приведена на рис. 65. Она включает: электромеханический преоб-
разователь /; гидрораспределитель сопло — заслонка, состоящий
из четырех сопл 3, 6, 9 и 11 и двух заслонок 2 и 4\ золотниковый
дросселирующий гидрораспределитель 8\ рычаг 7 обратной связи.
Все элементы электрогидроусилителя смонтированы в корпусе 12.
Конструкция также содержит технологические заглушки 5 и 10
для установки манометров во время настройки электрогидроуси-
лителя.
Когда ток управления в обмотках преобразователя 1 отсут-
ствует, все подвижные элементы электрогидроусилителя находятся
в нейтральном положении. При этом гидравлические сопротивле-
96
,рис. 65. Схема двухкаскадного элек-
трогидравлического усилителя мощ-
ности с гидромеханической обрат-
ной связью по положению
ния соответствующих пар
регулируемых дросселей
сопло — заслонка равны.
При подаче тока управления
заслонка 2 под действием
электромагнитных сил сме-
щается из нейтрали, изменя-
ются соответственно гидрав-
лические сопротивления сопл
3 и 11, а золотник гидрорас-
пределителя 8 начинает дви-
гаться. При этом золотник
увлекает за собой нижний ко-
нец рычага 7 обратной связи,
заслонка 4 смещается из нейтрали на величину, пропорциональ-
ную смещению золотника гидрораспределителя 8, изменяя соот-
ветственно гидравлическое сопротивление сопл 6 и 9. Как только
отношения гидравлических сопротивлений сопл 3 и 6, а также 11
и 9 станут равны, золотник распределителя 8 остановится. Таким
образом, положение золотника гидрораспределителя 8 определя-
ется положением заслонки 2, следовательно, величиной тока
в обмотках управления электромеханического преобразователя.
Пренебрегая силами, действующими на золотник, а следова-
тельно, и силовым воздействием струй на заслонки, передаточную
функцию электромеханического преобразователя на основании
уравнения (3.12) можно представить в виде
& (s)______^Mjl^ Ми____ _ ________________
‘(s) ~ ту + 2£я7> + 1 “ ТдЗ2 + 2СЯТЯ s + 1 ’
(3-17)
так как 7ИН ($) = 0.
По аналогии с передаточной функцией (3.6) передаточную функ-
цию гидроусилителя можно записать в операторном виде
х (s)	______Zi//2____=	/?1у
* (s) “ (liWQh)s + 1 Trys + 1 ’
(3.18)
На рис. 66 приведена структурная схема электрогидравличе-
ского усилителя с гидромеханической обратной связью по положе-
нию, построенная на основании уравнений (3.17) и (3.18).
4 Ю. И. Чупраков
Рис. 66. Структурная схема
линеаризованной модели электро-
гидроусилителя с гидромеха-
нической обратной связью по
положению
97
Анализ структурной схемы показывает, что такой электрогид-
роусилитель содержит два последовательно соединенных динами-
ческих звена. Поэтому всякое изменение характеристик любого из
этих звеньев отразится на регулировочных характеристиках всего
электрогидроусилителя, как это имело место и в двухкаскадном
электрогидроусилителе без обратной связи. Как и в электрогидро-
усилителях без обратной связи, к элементам электрогидроусили-
теля с гидромеханической обратной связью предъявляются жесткие
требования по линейности их статических характеристик. Оба эти
электрогидроусилителя имеют еще один недостаток, заключаю-
щийся в том, что при подаче малых величин токов управления
заслонка смещается на малые величины. Это приводит к появлению
малых перестановочных усилий на золотнике, что обусловлено
невысокой крутизной перепадной характеристики гидрораспреде-
лителя сопло — заслонка. Поэтому небольшое увеличение контакт-
ного трения в золотнике приведет к появлению значительной зоны
нечувствительности в статической характеристике электрогидрав-
лического усилителя.
V Электрогидравлические усилители с силовой обратной связью
по положению. Недостатки электрогидроусилителей с гидромеха-
нической обратной связью по положению и двухкаскадных электро-
гидроусилителей без обратной связи по положению отсутствуют
у электрогидроусилителей с силовой обратной связью по положе-
нию (рис. 67).
На корпусе 12 монтируются основные элементы: электромеха-
нический преобразователь /; гидрораспределитель сопло — за-
слонка, состоящий из сопл 3 и 77, заслонки 2 и постоянных дрос-
селей 6 и 9\ золотниковый дросселирующий гидрораспределитель,
состоящий из золотника 7 и гильзы S. На торце заслонки 2 жестко
закреплена плоская консольная пружина 4. На ее свободном конце
закреплена сфера, которая с
л зазором 2—5 мкм размещается
в кольцевой проточке золот-
ника 7. Технологические заг-
лушки 5 и 10 служат для под-
ключения манометров во время
настройки электрогидроусили-
теля.
При подаче тока в обмотки
управления электромеханиче-
ского преобразователя 1 засло-
нка 2, преодолевая жесткость
пружины 4 обратной связи, сме-
щается из нейтрального поло-
жения. Это приводит в движе-
ние. 67. Схема двухкаскадного электро-
гидравлического усилителя мощности
с силовой обратной связью по положению
88
ние золотник 7, который, увлекая за собой нижний конец
пружины 4 обратной связи, создает момент на валу преобра-
зователя, пропорциональный величине его смещения из нейтрали.
Этот момент складывается £ моментом сил, обусловленным током
управления. Как только эти моменты срквкшохся, заслонка 2
возвратится в нейтральное положение и золотник 7 остановится.
Таким образом, положение золотника электрогидроусилителя
определяется только моментом электромагнитных сил, обусловлен-
ных величиной тока в обмотках управления преобразователя.
Уравнение расходов гидрораспределителя при пренебрежении
силами, действующими на золотник, в том числе и силой, обуслов-
ленной жесткостью пружины обратной связи, имеет вид
М-гЛ
или в изображениях после соответствующих преобразований
X (s)   koh^x
h (s) s
(3.19)
Момент нагрузки на валу электромеханического преобразова-
теля обусловлен положением золотника относительно нейтрали
Мн (s) = Мх (s) = kMxx (s).	(3.20)
На основании уравнений (3.19) и (3.20) с учетом уравнения
(3.11) построена структурная схема электрогидроусилителя с сило-
вой обратной связью по положению, которая приведена на рис. 68.
Из схемы видно, что электрогидроусилитель имеет астатизм пер-
вого порядка и охвачен глубокой отрицательной обратной связью.
Поэтому для обеспечения линейной зависимости между перемеще-
нием золотника и током управления необходимо обеспечить линей-
ность только моментной характеристики электромеханического
преобразователя. Отклонение от линейности характеристик осталь-
ных элементов, входящих в прямую цепь замкнутого контура, на
линейности статических характеристик электрогидроусилителя не
сказывается. В результате коэффициент усиления электрогидрав-
лического усилителя с силовой обратной связью по положению не
Рис. 68. Структурная схема линеаризованной модели электро-
гидроусилителя с силовой обратной связью по положению
4*
зависит от давления питания и температуры, если изменение по-
следней не влияет на коэффициент крутизны моментной характе-
рней ки преобразователя.
В реальных электрогидроусилителях, построенных по такой
схеме, в переходном процессе максимальное перемещение заслонки
достигается при приращении тока управления, составляющем
5—20% его максимального значения. Это позволяет увеличивать
рабочий ход заслонки до значений, соизмеримых с величиной
начального зазора между соплами и заслонкой, что обеспечивает
более полное использование подводимой к гидроусилителю энергии
рабочей жидкости. Кроме того, благодаря возможности получения
максимальных усилий, действующих на золотник, уменьшается
влияние сил контактного трения золотника на зону нечувствитель-
ности статической характеристики электрогидроусилителя. Пол-
ностью устранить влияние этих сил не удается, так как создаваемый
этими силами перепад давления на торцах золотника через отвер-
стия в соплах воздействует на заслонку и передается на вал элект-
ромеханического преобразователя в виде дополнительного мо-
мента. Поскольку этот момент сил прикладывается с отрицатель-
ным знаком (отрицательная обратная связь по давлению нагрузки
на золотнике), то золотник не доходит до требуемого положения,
определяемого величиной электромагнитного момента.
Исключить влияние отрицательной обратной связи по давлению
нагрузки в исполнительных гидролиниях первого каскада гидрав-
лического усилителя можно путем применения вместо гидрораспре-
делителя сопло — заслонка гидрораспределителя со струйной
трубкой. Широкое распространение получают двухкаскадные
электрогидроусилители с силовой обратной связью по положению,
в которых в качестве первого каскада гидравлического усиления
применяются гидрораспределители со струйной трубкой и струй-
ные гидрораспределители с механическим отклонением струи.
Применение для этих целей гидрораспределителей со струйной
трубкой, помимо исключения вредного влияния отрицательной
обратной связи по давлению нагрузки в исполнительных гидроли-
ниях первого каскада усиления, позволяет решить проблему
дрейфа нуля при изменении температуры рабочей жидкости.
Дрейф нуля при изменении температуры рабочей жидкости
в гидрораспределителях сопло — заслонка обусловлен неравно-
мерным изменением коэффициента расхода его гидродросселей при
изменении режима течения, так как гидродроссели, изготовленные
даже в одинаковых условиях, имеют различную микрогеометрию
из-за влияния допусков и разную микрошероховатость поверхно-
стей дросселирующих отверстий и каналов. Уменьшению влияния
температуры рабочей жидкости на уход нуля в гидрораспредели-
телях сопло — заслонка способствуют высокая точность изготов-
ления и селективный подбор их элементов после эксперименталь-
ного определения проливочных характеристик в различных темпе-
ратурных условиях. Для гидрораспределителей со струйной труб-
100
кой эта задача решается проще, так как стабильность нуля их
характеристик заложена в принципе их действия.
Общим недостатком рассмотренных электрогидроусилителей
является уменьшение скорости золотника с появлением сил, пре-
пятствующих его движению, что объясняется дроссельным эффек-
том. Дроссельный эффект заключается в изменении расхода
В исполнительных гидролиниях распределителя при изменении
давления нагрузки. Это явление при увеличении сил, препятствую-
щих движению золотника, уменьшает его скорость, что снижает
быстродействие электрогидроусилителя.
В электрогидроусилителях, предназначенных для управления
мощными потоками рабочей жидкости, воздействие сил на золотник
оказывается существенным. Для уменьшения их влияния обычно
идут на увеличение каскадов Гидравлического усиления до трех,
если не удается снизить их величину за счет конструктивных мер.
Это усложняет конструкцию электрогидроусилителей, увеличивает
стоимость и сложность регулировки.
Электрогидравлические усилители с силовой обратной связью
по положению и дополнительной обратной связью по скорости
регулирующего элемента второго каскада. Уменьшению влияния
вредных сил, действующих на регулирующий элемент второго
каскада гидравлического усиления, способствует введение допол-
нительной обратной связи по скорости регулирующего элемента
второго каскада с одновременным уменьшением суммарной жестко-
сти, приведенной к валу электромеханического преобразователя.
Схема электрогидравлического усилителя с силовой и дополни-
тельной скоростной обратной связью приведена на рис. 69. Не-
чувствительность его статических характеристик к силам, дей-
ствующим на управляющий элемент второго каскада гидравличе-
ского усиления, позволяет применять его для целей управления
дросселирующими гидрораспределителями и другими устрой-
ствами управления, которые не могут быть изготовлены по каким-
либо причинам заодно с электрогидроусилителем. Место стыковки
выходного звена электрогидро-
усилителя и регулирующего эле-
мента устройства управления
обычно содержит эластичные уп-
лотнения, в которых всегда прису-
тствуют силы контактного трения.
Кроме того, применение такого
электрогидроусилителя решает ряд
Рис. 69. Схема однокаскадного электро-
гидравлического усилителя мощности
с силовой обратной связью по положению
и дополнительной обратной связью по
скорости
101
проблем, связанных с несимметрией возмущающих сил и загрязнен-
ностью рабочих жидкостей.
Рассматриваемый электрогидравлический усилитель (см.
рис. 69) содержит закрепленные на корпусе 10 электромеханиче-
ский преобразователь /, гидрораспределитель, состоящий из сопла
питания 2, отклоняющего струю питания насадка 3 и приемных
окон 4, гидроцилиндр 8 и узел обратной связи по скорости и по
положению, состоящий из диска 6 и пружин обратной связи 5 и 7.
Усилие обратной связи по положению поршня 8 через пружины 5
и 7, рычаг 9 передается на вал электромеханического преобразова-
теля 1, Движение жидкости, заполняющей полость поршня S, при
перемещении этого поршня вызывает в результате обтекания диска
6 усилие на диске, пропорциональное скорости поршня. Усилие
обратной связи по скорости также через рычаг 9 передается на
вал преобразователя.	*
Сравнение момента обратной связи по скорости поршня с мо-
ментом электромагнитных сил, вызванных током управления, на
валу электромеханического преобразователя при условии равен-
ства нулю суммарной жесткости на валу этого преобразователя
позволяет обеспечить независимость скорости поршня от нагрузки
на нем.
Уравнение сил, действующих на вал электромеханического пре-
образователя, с учетом того, что суммарная жесткость относительно
вала равна нулю
ь i=!^A_k -—4-k x4-k
J dt2 * KMa dt	di *
Суммарную жесткость относительно вала преобразователя
можно свести к нулю, например, применением магнитной системы,
в которой якорь расположен между полюсами.
Полученное дифференциальное уравнение после преобразова-
ний к операторной форме может быть представлено в виде
k i (s) — k х (s) — k . х (s) s
Mi	Mx	Mx
a(s) =---------—--------г------=
k . I —-S + 1 I s
Ma \	/
\ Ala	/
k i (s) — k x(s) — k *x(s)s
Mi	Mx	Mx '	/Q 91\
. k . /7.s+ 1 \ s •	\^4
Ma \ я /
Запишем также уравнение расходов гидроусилителя
kQJa-kQcpr=fx^ + ^^-
или в операторной форме после соответствующих преобразований
x(s) = -j- [&fe/a (s) - kQpPr _ JxPrsj 2-.	(3.22)
102
Рис. 70. Структурная схема линеаризованной модели однокаскад-
ного электрогидроусилителя с силовой обратной связью по поло-
жению и дополнительной обратной связью по скорости
Структурная схема такого электрогидроусилителя, которая
построена на основании уравнений (3.21) и (3.22), приведена на
рис. 70. Анализ этой схемы показывает, что нагрузка рГ (s) не
влияет на скорость ведомого звена гидроусилителя, так как эта
нагрузка приложена к части контура, содержащего интегрирую-
щее звено и охваченного обратной связью по скорости с коэффи-
циентом kM*x. Изменение скорости под действием нагрузки приводит
к появлению сигнала рассогласования, который приводит ее
к заданной ее величине. Этому способствует также наличие в кон-
туре интегрирующего звена, которое появилось в результате све-
дения жесткости электромеханического преобразователя к нулю.
Поэтому такой электрогидроусилитель практически не чувстви-
телен к нагрузкам на поршне и к изменению давления питания.
Однако влияние вязкости жидкости
заться существённым, так как сило-
вое взаимодействие жидкости, разме-
щенной в полом поршне, и диска
зависит не только от скорости пор-
шня, но и от вязкости жидкости.
Электрогидроусилитель с силовой
обратной связью по положению
и дополнительной положительной
обратной связью по давлению нагру-
зки на управляющем элементе второго
каскада. На рис. 71 приведена схема
электрогидроусилителя, в корпусе 8
Рис. 71. Схема однокаскадного электрогидрав-
лического усилителя мощности с силовой об-
ратной связью по положению и дополнитель-
ной положительной обратной связью по дав-
лению нагрузки
его динамику может ока-
103
которого размещены: электромеханический преобразователь 1
с заслонкой 2 и пружиной 4 обратной связи, сопла 3 и 9, постоян-
ные дроссели 5 и 6 и гидроцилиндр 7. Его особенность заключается
в том, что давление напора подводится не как обычно, а со стороны
заслонки. Жидкость сначала попадает через зазор между соплами
и заслонкой в междроссельные камеры гидроусилителя, а потом
через постоянные дроссели — на слив. В результате появляется
положительная обратная связь по давлению нагрузки на ведомом
звене гидроусилителя. Эта обратная связь при увеличении на-
грузки увеличивает смещение заслонки и создает в исполнитель-
ных линиях гидрораспределителя перепад давления, преодолеваю-
щий эту нагрузку.
Уравнение моментов на валу электромеханического преобразо-
вателя с учетом положительного знака давления нагрузки можно
записать в виде
.__ г d2a . da
Mi1 я * ^Ма ~dT
+ kMaa + kMxX-kMpPr
или в операторной форме после соответствующих преобразований
kMa (ГУ + 2£Я7Я5 + 1)
(3.23)
Уравнение расходов гидроусилителя
ь ь___h п ____f dx । Уг dp
KQpPv — lx dt + 2£ dt
или в операторной форме после соответствующих преобразований
и замены - = Тс:
Q?	. . . .	.
h (s)
(3.24)
На основании уравнений (3.23) и (3.24) с учетом уравнения
(3.12) строится структурная схема, приведенная на рис. 72. Из
ее анализа видно, что глубина обратной связи по давлению зависит
от основных параметров гидроусилителя, при некоторых сочета-
ниях которых электрогидроусилитель может оказаться стати-
чески неустойчивым. Для определения критерия статической
устойчивости электрогидроусилителя необходимо рассмотреть
отдельно на структурной схеме контур, обведенный штрихпунктир-
ной линией. Если за входную величину в нем взять давление
нагрузки, а за выходную — скорость поршня и постоянные вре-
мени приравнять к нулю, так как рассматривается установив-
шийся режим, то после свертывания этого контура можно получить
выражение
(Ъ 1k
КМр lKQh
kMa ~ QP
104
Рис. 72. Структурная схема линеаризованной модели одно-
каскадного электрогидроусилителя с силовой обратной связью
по положению и дополнительной положительной обратной
связью по давлению нагрузки
Приравнивание левой части этого уравнения к нулю, что соот-
ветствует случаю, когда скорость поршня не зависит от давления
нагрузки позволяет получить критерий статической устойчивости
электрогидроусилителя с положительной обратной связью по
давлению нагрузки на ведомом звене гидроусилителя
kMplkQh _
кМа
Поскольку коэффициент крутизны расходно-перепадной харак-
теристики kQp и коэффициент крутизны расходной характеристики
kQh зависят от давления питания гидрораспределителя, то, если
давление питания меняется, необходимо его стабилизировать,
например, с помощью редукционного клапана.
§ 5. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСИЛИТЕЛИ МОЩНОСТИ
С ОБРАТНОЙ СВЯЗЬЮ ПО РАСХОДУ
Электрогидроусилители с обратной связью по расходу предназ-
начены для преобразования электрического сигнала управления
в пропорциональный и усиленный по мощности расход рабочей
жидкости в исполнительных гидролиниях, величина которого не
зависит от давления нагрузки.
Анализ обобщенных статических характеристик золотниковых
дросселирующих гидрораспределителей (см. гл. II, § 6) показы-
вает, что с увеличением давления нагрузки расход в исполнитель-
ных гидролиниях уменьшается. Чтобы обеспечить пропорциональ-
ность этого расхода электрическому сигналу управления и его
независимость от давления нагрузки, электрогидроусилители
снабжаются специальными гидромеханическими датчиками рас-
хода, которые сравнивают расход в исполнительных гидролиниях
с сигналом управления и пропорционально сигналу рассогласова-
ния смещают золотник на величину, компенсирующую отличие
расхода от заданного.
105
Рис. 73. Схема двухкаскадного электро*
гидравлического усилителя мощности
с обратной связью по расходу
На рис. 73 в качестве при-
мера приведена схема двух кас-
кадного электрогидроусилителя
с обратной связью по расходу.
Он содержит электромеханиче-
ский преобразователь /; гидро-
распределитель сопло — засло-
нка, состоящий из заслонки 2,
сопл 3 и 13, постоянных дроссе-
лей 7 и 10; золотниковый дроссе-
лирующий гидрораспределитель
8 и датчик расхода, состоящий
из плунжера 4 с двумя рабочими
окнами, центрирующих пружин
5 и 12 и пружин 6 и 11 обратной
связи. Все элементы электрогид-
роусилителя смонтированы
в корпусе 9.
При подаче тока управления в обмотки электромеханического
преобразователя 1 на его валу появляется электромагнитный мо-
мент сил, который смещает заслонку 2 из нейтрального положения.
В результате изменения гидравлического сопротивления регули-
руемых дросселей сопло — заслонка золотник распределителя <8
начинает перемещаться из нейтрального положения со скоростью,
пропорциональной смещению заслонки 2. В результате смещения
золотника распределителя 8 в исполнительных гидролиниях по-
следнего появляется поток, который, проходя через гидродвига-
тель, например, попадает к сливным рабочим окнам этого распре-
делителя, а затем к торцу плунжера 4 датчика расхода. На торцах
датчика расхода появляется перепад давления, который, преодоле-
вая сопротивление центрирующих пружин 5 и 12, перемещает
плунжер 4 из нейтрали. Благодаря прямоугольности рабочих окон
датчика расхода и относительно малой величине рабочего хода
плунжера 4 обеспечивается пропорциональность его перемещения
расходу в исполнительных гидролиниях. С помощью пружин 6 и 11
обратной связи перемещение плунжера 4 преобразуется в момент
сил обратной связи по расходу. Этот момент сил (с учетом знака)
суммируется с моментом электромагнитных сил. Как только эти
два момента сил сравняются по абсолютной величине, заслонка 2
вернется в нейтральное положение и золотник распределителя 8
остановится. Положение останова золотника определяется величи-
ной тока управления и расхода в исполнительных гидролиниях.
При появлении давления нагрузки в рабочих камерах распре-
делителя 8 за счет дроссельного эффекта изменится и расход
106
в исполнительных гидролиниях. Это приведет к смещению плун-
жера 4 датчика расхода, который сместит заслонку 2. Смещение
заслонки приведет к дополнительному смещению золотника распре-
делителя S, который доведет расход в исполнительных гидролиниях
до заданного значения.
Появление электрогидроусилителей с обратной связью по
расходу, кроме требования обеспечения независимости расхода от
давления нагрузки, было обусловлено стремлением снизить требо-
вания к качеству рабочих окон золотникового распределителя,
так как благодаря свободному перемещению его золотника отвер-
стия в его гильзе могут быть выполнены любой произвольной
формы с грубыми отклонениями от заданных геометрических
размеров. Однако к датчику расхода в этом случае предъявляются
очень жесткие требования, которые приводят к значительному
усложнению конструкции такого электрогидроусилителя и сво-
дят на нет преимущества, связанные с упрощением требований,
предъявляемых к золотниковому дросселирующему гидрораспре-
делителю. Кроме того, простые по конструкции датчики расхода
являются чувствительными к линейным ускорениям и имеют невы-
сокие динамические характеристики из-за наличия сил контактного
трения.
Основным недостатком, сдерживающим широкое распростране-
ние электрогидроусилителей с обратной связью по расходу,
является несоответствие расхода в исполнительных гидролиниях
скорости подключенных к ним гидродвигателей из-за сжимаемости
жидкости в рабочих полостях последних. В связи с этим устойчи-
вая работа следящих систем, включающих электрогидроусилители
с обратной связью по расходу, возможна только при работе с не-
нагруженными двигателями. При наличии даже незначительных
инерционных нагрузок такие следящие системы становятся не-
устойчивыми и их устойчивость можно обеспечить только введе-
нием дополнительных корректирующих устройств. Возникновению
неустойчивости следящих систем способствует также инерцион-
ность датчика расхода и наличие в его подвижных элементах сил
контактного трения.
Другой разновидностью электрогидравлических усилителей
с обратной связью по расходу является однокаскадный электро-
гидроусилитель, схема которого приведена на рис. 74. Здесь
в качестве сигнала отрицательной обратной связи по расходу
используется осевая гидродинамическая сила, которая в общем
случае пропорциональна расходу жидкости через рабочие окна
золотникового дросселирующего гидрораспределителя и направ-
лена в сторону закрытия его рабочих окон, т. е. имеет отрицатель-
ное направление.
Однокаскадный электрогидроусилитель с обратной связью по
расходу включает электромеханический преобразователь S,
на валу 7 которого закреплено водило 4, дросселирующий золотни-
ковый распределитель, состоящий из плоского золотника 2,
107
Рис. 74. Схема однока-
скадного электрогидрав-
лического усилителя мощ-
ности с обратной связью
по расходу
Рис. 75. Расходно-перепадные харак-
теристики электрогидроусилителей
мощности:
штриховые линии — без обратной
связи по расходу; сплошные — с обрат-
ной связью по расходу
закрепленного на пружинных шарнирах, и основания 1. Водило 4
с золотником 2 связано с помощью поводка 9. Золотник и электро-
механический преобразователь крепятся на корпусе 10 и ограни-
чены крышкой 3. Для регулировки нуля электрогидроусилителя
служат пружины 5 и регулировочный винт 6.
Отсутствие сил контактного трения в подвешенном на плоских
пружинах золотнике обеспечивает хорошее прохождение сигнала
обратной связи по расходу. Для обеспечения независимости рас-
хода в исполнительных гидролиниях от давления нагрузки сум-
марная жесткость относительно вала преобразователя должна быть
равна нулю = 0), что необходимо учитывать при выборе
электромеханического преобразователя. При этих условиях на
валу электромеханического преобразователя будут сравниваться
два момента сил: один, обусловленный током управления, а дру-
гой— осевой гидродинамической силой, т. е. расходом через
исполнительные гидролинии.
На рис. 75 показаны в безразмерном виде расходно-перепадные
характеристики при разных постоянных значениях токов управле-
ния рассмотренных электрогидроусилителей. Анализ кривых пока-
зывает, что обратная связь по расходу существенно влияет на вид
статических характеристик электрогидроусилителя. Они стано-
вятся жесткими, т. е. расход через исполнительные гидролинии
электрогидроусилителя с обратной связью по расходу не зависит
от давления нагрузки, а определяется только величиной тока
управления.
108
§ 6. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСИЛИТЕЛИ МОЩНОСТИ
С ОБРАТНОЙ СВЯЗЬЮ ПО ДАВЛЕНИЮ НАГРУЗКИ
Электрогидроусилители с обратной связью по давлению пред-
назначены для преобразования электрического сигнала управле-
ния в пропорциональный перепад давления в исполнительных
гидролиниях, не зависящий от расхода в них. Принцип действия
таких электрогидроусилителей основан на сравнении перепада
давления в исполнительных гидролиниях с перепадом давления
в предварительном каскаде гидравлического усиления.
Электрогидроусилители с обратной связью по давлению на-
грузки предназначены для применения в различных испытательных
машинах и нагружателях, в которых требуется по заданному за-
кону от электрических управляющих машин изменять усилия,
действующие на узлы, элементы, оболочки или рамы различных
машин. Применение таких электрогидроусилителей позволяет
заменить иногда трудно осуществимые натурные испытания испы-
таниями стендовыми.
Схема электрогидроусилителя с обратной связью по давлению
нагрузки приведена на рис. 76. Сигнал управления с помощью
электромеханического преобразователя 1 и дросселирующего гидро-
распределителя сопло — заслонка, состоящего из сопл 3 и Р,
постоянных дросселей 4 и 8 и заслонки 2, преобразуется в перепад
давления, который заводится на ближние к золотнику 6 камеры
управления. Две других крайних камеры управления соединены
соответствующим образом с исполнительными гидролиниями элек-
трогидроусилителя. Питание гидроусилителя сопло — заслонка
Рис. 76. Схема двухкаскадного
электрогидравлического усили-
теля мощности с обратной
связью по давлению нагрузки
Рис. 77. Перепад но-расходные характе-
ристики электрогидроусилителей мощ-
ности (штриховые линии — без обрат-
ной связи по давлению нагрузки; сплош-
ные — с обратной связью по давлению
нагрузки)
Юр
осуществляется через специальное стабилизирующее давление
питания устройство 5. Все элементы смонтированы в корпусе 7.
При появлении тока управления заслонка 2 сместится из ней-
трального положения и под действием перепада давления в каме-
рах управления, расположенных ближе к золотнику гидрораспре-
делителя, золотник начнет перемещаться в осевом направлении,
соответствующем направлению смещения заслонки 2. Так как
в реальных золотниковых гидрораспределителях перепад давления
в исполнительных гидролиниях изменяется плавно, то по мере
перемещения золотника и изменения перепада давления в его
исполнительных гидролиниях в крайних камерах управления
золотникового гидрораспределителя благодаря наличию гидроли-
ний обратной связи также плавно изменится перепад давления.
Гидролинии обратной связи включены таким образом, чтобы об-
ратная связь по давлению нагрузки была отрицательной. Как
только осевые усилия на золотнике 6, создаваемые перепадом
давления в междроссельных камерах гидрораспределителя сопло —
заслонка и перепадом давления в исполнительных гидролиниях
золотникового гидрораспределителя, станут равны, золотник 6
остановится. Если за счет изменения расхода в исполнительных
гидролиниях перепад давления изменится, то изменится и соотно-
шение сил, действующих на золотник 6, что приведет к его допол-
нительному смещению, которое восстановит перепад давления
в исполнительных гидролиниях золотникового гидрораспредели-
теля до заданного перемещением заслонки, т. е. током управления.
На рис. 77 приведены перепади о-расходные характеристики
электрогидроусилителей без обратной связи по давлению (штрихо-
вые линии) и с обратной связью (сплошные линии). Введение отри-
цательной обратной связи по давлению нагрузки существенно
изменяет статические характеристики электрогидроусилителя и
делает их нечувствительными к изменению расхода.
Глава
IV
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ
§ 1. ГИДРОПРИВОДЫ С ДРОССЕЛЬНЫМ
РАБОТАЮЩИЕ ОТ ИСТОЧНИКОВ
ДАВЛЕНИЯ
РЕГУЛИРОВАНИЕМ,
ПОСТОЯННОГО
Схема гидропривода дроссельного регулирования, работающего
от источника постоянного давления, приведена на рис. 78. Система
питания не показана, поскольку ее особенности имеют значение
при анализе энергетических характеристик. Здесь рассмотрены
гидроприводы с дроссельным регулированием, источником пита-
ния которых служат системы, обеспечивающие постоянное давле-
ние питания, т. е. рп = рн — рсЛ = const. Характеристики гидро-
привода, приведенного на рис. 78, определяются не только пара-
метрами гидрораспределителя и гидродвигателя, но и видом
нагрузки, а также жесткостью опоры и проводки.
На гидродвигатели, в частности на гидроцилиндры, обычно
действуют нагрузки разных видов, к которым следует от-
нести и силы контактного трения в уплотнениях. Наиболее
n d2y
важными из них являются следующие: Рт~ — сила,
(Л*
обусловленная ускорением массы нагрузки; Р- = kp*y —
сила, обусловленная вязким трением; Рс = сну — сила, обуслов-
ленная жесткостью нагрузки; Ртр = | Ртр | sgn — сила
тактного трения (в общем случае она может иметь падающую
характеристику); Ро — постоянная сила.
Силы Р и Р^ всегда направлены в сторону, препятствующую
движению штока гидроцилиндра. Силы Рс и Ро могут иметь разное
направление, что в уравнении сил обычно учитывается знаком.
Знак силы Рт зависит от состояния нагрузки.
При выборе гидропривода и его оценки обычно рассматрива-
ются три основных категории характеристик: статические (регули-
ровочные), энергетические и динамические.
Статические характеристики. Если гидропривод дроссельного
регулирования включает в себя четырехщелевой идеальный
гидрораспределитель золотникового типа и гидроцилиндр с двух-
сторонним штоком, имеющий одинаковые эффективные площади
поршня /п, то уравнение его обобщенных статических характе-
Н1
dy
кон-
?тр. kffy
Рис. 78. Схема гидропривода дроссельного регулирова-
ния с действующими нагрузками, нежесткостью опоры
и проводки
ристик с учетом уравнения (2.6) и связи усилия на штоке Рд
с давлением нагрузки р через эффективную площадь поршня fn
будет иметь вид
/	Ру~
,	Рп - sgn X -L	г-————
В последнем уравнении введен коэффициент крутизны скорост-
ной характеристики
который характеризует наклон характеристики, связывающий
скорость поршня в режиме холостого хода с перемещением золот-
ника.
Уравнение (4.1) может быть также представлено в безразмерном
виде, для чего его необходимо поделить на максимальное значение
скорости в режиме холостого хода при Ру = 0 и при х = хтах:
Vy = Х V 1 — sgn Х?у,	(4-2)
где безразмерное значение силы, действующей на шток гидро-
цилиндра, равно
Таким образом, наклон характеристики, связывающей скорость
штока гидроцилиндра с перемещением золотника распределителя,
зависит от величины и знака силы, действующей на шток гидро-
цилиндра. Эта зависимость аналогична зависимости обобщенной
статической характеристики идеального золотникового четырех-
щелевого дросселирующего гидрораспределителя (см. рис. 37) и
поэтому ее график здесь не приводится. Однако вид скоростной
характеристики представляет определенный интерес.
112
Рис. 79. Статические характеристики гидропривода
дроссельного регулирования, работающего от источника
питания постоянного давления
Скоростная характеристика идеального гидропривода (идеаль-
ный гидрораспределитель и гидроцилиндр без трения) показана на
рис. 79, а сплошной линией. В реальном приводе (штриховая
линия на рис. 79, а) из-за наличия зазора между золотником и
гильзой в распределителе и наличия сил контактного трения
в гидроцилиндре скоростная характеристика имеет вид плавной
кривой, выходящей не из начала координат, а из точки на оси абс-
цисс Ах, которая определяет величину зоны нечувствительности
скоростной характеристики реального гидропривода, обусловлен-
ной контактным трением в уплотнениях гидроцилиндра.
Уравнение силовой характеристики идеального гидропривода
можно получить, приравняв в формуле (4.2) скорость vy нулю
Силовая характеристика идеального гидропривода показана
на рис. 79, б сплошной линией, а штриховой — силовая характери-
стика реального привода. Крутизна силовой характеристики
объясняется характером перепадной характеристики реального
гидрораспределителя, т. е. величиной радиального зазора между
золотником и гильзой.
В некоторых случаях из-за ограничения линейных размеров
в гидроприводах пропорционального управления скоростью при-
меняют гидроцилиндры с односторонним штоком. Схема гидро-
привода с таким гидроцилиндром показана на рис. 80, а. Его
скоростные характеристики при выдвижении и при втягивании
штока отличаются, если ширина всех рабочих окон золотникового
гидрораспределителя одинакова.
Если золотник сместить вправо, то шток гидроцилиндра в соот-
ветствии с рис. 80, а будет выдвигаться со скоростью авд, так как
откроются рабочие окна 2 и 4. В соответствии с расходами через
113
Рис. 80. Схемы подключения золотниковых дросселирующих гидрорас-
пределителей к несимметричному гидроцилиндру и вид скоростных ха-
рактеристик
эти окна и усилием на штоке, определяющим давление в рабочих
полостях гидроцилиндра, скорость штока можно записать двумя
уравнениями
Решив эти уравнения относительно РА и соответственно,
учитывая
также, что
А	ryi
и заменив отношение эффективных площадей безразмерной вели-
чиной /, т. е.
/ == /а//б»
получим уравнение, связывающее скорость штока при выдвижении
с параметрами гидропривода
Аналогично можно получить уравнение, связывающее скорость
штока при втягивании с параметрами гидропривода, которое при
произвольных Ъг и Ь3 имеет вид
v = _Е_ 1 f—£15*27^/^)	м 44
114
При отсутствии нагрузки на штоке гидроцилиндра, равенстве
смещений золотника относительно нейтрали и равных значениях
ширины рабочих окон отношение скоростей при выдвижении и
втягивании в результате деления уравнения (4.3) на (4.4) составит
иВт	г
т. е. при одинаковой ширине всех четырех рабочих окон скорость
гидроцилиндра с односторонним штоком при выдвижении будет
больше, чем при втягивании, на величину, равную корню квадрат-
ному из отношения эффективной площади поршня со стороны
нештоковой полости к эффективной площади поршня со стороны
штоковой полости.
На рис. 80, в в безразмерных координатах построены скорост-
ные характеристики рассматриваемого гидропривода при отноше-
нии эффективных площадей поршня f = 2 и равных значениях
ширины четырех рабочих окон (кривые 1 и 2)
“	~	^вт
^вд	» ^вт ~	•
ивт max	1вт max
Следует отметить, что в реальных гидроприводах с четырех-
щелевыми дросселирующими золотниковыми распределителями,
имеющими одинаковую ширину рабочих окон, из-за наличия
зазора между золотником и гильзой, когда золотник находится
в гидравлической нейтрали, давления в рабочих полостях гидро-
цилиндра при отсутствии нагрузки на штоке будут равны. По-
скольку эффективные площади поршня гидроцилиндра с одно-
сторонним штоком не равны, то в результате разности сил шток
будет постоянно с некоторой скоростью выдвигаться.
Чтобы избежать этого явления, а также обеспечить равенство
скоростей штока как при втягивании, так и при выдвижении,
следует ширину рабочих окон 1 и 3 (см. рис. 80, а) сделать несколь-
ко большей, чем ширину рабочих окон 2 и 4, т. е.
ь1 = Ь3 = Ьвг > b.2 = bi = ьва.
Для определения отношения ширины рабочих окон, пропускаю-
щих поток жидкости при выдвижении и втягивании штока, при
которой обеспечивается равенство скоростей увд и увт, необходимо
приравнять правые части уравнений (4.3) и (4.4). После соответ-
ствующих преобразований уравнение, удовлетворяющее требова-
ниям равенства скоростей при выдвижении и втягивании, примет
вид
= /Ж = /Г.	(4.5)
На рис. 80, в показаны скоростные характеристики 1 и 3
гидропривода с несимметричным поршнем, удовлетворяющие
условию (4.5).
115
Разную ширину рабочих окон, обеспечивающую симметрию
скоростных характеристик при выдвижении и втягивании поршня
с неодинаковыми эффективными площадями, можно применять
только в случае, если на гильзе можно изготовлять отверстия
прямоугольной формы. Если же рабочие окна имеют иную форму
(кольцевая проточка в гильзе, круглые отверстия в гильзе, фигур-
ные рабочие окна и т. д.), то при необходимости использования
гидроцилиндра с разными эффективными площадями поршня
можно в качестве гидрораспределителя применять двухщелевой
золотниковый распределитель, подключаемый к гидроцилиндру
в соответствии с рис. 80, б. Для обеспечения симметрии скоростных
характеристик при выдвижении и втягивании необходимо, чтобы
ширина рабочих окон распределителя была одинаковой, а эффек-
тивная площадь поршня со стороны нештоковой полости была
в 2 раза больше эффективной площади поршня со стороны штоко-
вой полости, т. е.
Мв = 7= 2.	(4.6)
Для идеального гидропривода (см. рис. 80, б) уравнение
скорости с учетом (4.6) может быть записано в виде
Максимальная скорость поршня при отсутствии нагрузки
(Ру — 0) имеет место при максимальном смещении золотника
% ~ ^тах*	__
------- R^max 1 / Рн____________/д о\
max_____________________________у	(4.6)
Тогда безразмерное уравнение гидропривода с двухщелевым
гидрораспределителем можно получить как отношение уравнений
(4.7) и (4.8):
—— = —— 1/ 1 — sgnx	== х 1Л1 — sgnxP (4.9)
t’z/max *max У	& Р/Б У *	Ь у \ J
Таким образом, безразмерное уравнение обобщенной статиче-
ской характеристики гидропривода с двухщелевым идеальным
дросселирующим гидрораспределителем и гидроцилиндром с одно-
сторонним штоком (4.9) имеет тот же вид, что и безразмерное
уравнение (4.2) обобщенной статической характеристики гидропри-
вода с четырехщелевым идеальным дросселирующим гидрораспре-
делителем и гидроцилиндром с двухсторонним штоком.
Энергетические характеристики. Одним из важнейших показа-
телей гидроприводов является коэффициент полезного действия.
КПД дроссельного привода во многом определяется типом насоса.
116
Рис. 81. Схема \а) и зависимости (б и в) КПД от нагрузки
гидропривода с насосом постоянного расхода и переливным
клапаном
а также устройством, регулирующим давление питания. Ниже
рассмотрены КПД различных гидроприводов дроссельного регу-
лирования. Для удобства анализа рассмотрены идеальные гидро-
приводы, т. е. гидроприводы, в которых отсутствуют потери
в гидролиниях, механические потери, утечки рабочей жидкости
и т. д.
Схема гидропривода дроссельного регулирования, в котором
в качестве источника питания постоянного давления служит насос
постоянного расхода с переливным клапаном, показана на рис. 81 ,а.
Мощность Мн, развиваемая насосом, при пренебрежении раз-
личными потерями равна
= PhQh*
Мощность, потребляемая идеальным распределителем и гидро-
двигателем, равна
117
Тогда КПД рассматриваемого гидропривода
Л/г   pbxPy
Mi	/пРн<2н
(4.Ю)
Если подача насоса QH выбрать таким, чтобы обеспечить макси-
мальную скорость штока гидроцилиндра при максимальной
нагрузке, т. е.
н — Н^Мпах
то формула КПД (4.10) примет безразмерный вид
К (1	<411)
Зависимости КПД от нагрузки Ру при фиксированных значе-
нияхприведены на рис. 81, б и в. Кривые КПД имеют максимум
при Ру = 2/3. Это значение можно также получить, продифферен-
цировав уравнение (4.10) по Ру, приравняв его к нулю.
КПД максимален при наибольшем смещении золотника х = 1
и нагрузке Ру = 2/3. Подставив это значение в формулу (4.11),
получим максимальный КПД гидропривода, расход насоса QH
которого выбран такой, чтобы обеспечить максимальную скорость
штока гидроцилиндра при максимальной помогающей нагрузке
Птах = 4 V-Т ( 1 -4)^0’27-
Если расход насоса QH выбрать равным максимальному расходу
через исполнительные гидролинии, соответствующему максималь-
ной скорости ненагруженного гидродвигателя, т. е.
Qn = H^max У,
то формула КПД (4.10) примет безразмерный вид:
»1 = хРг/рГ1 — Ру.	(4.12)
Графики КПД, построенные по формуле (4.12), приведены на
рис. 81, в. Максимум КПД здесь имеет место также при Ру = 2/3,
а максимальный КПД при максимальном смещении золотника
Наибольший КПД имеет гидропривод дроссельного регулиро-
вания, в котором в качестве источника постоянного давления
служит регулируемый насос с обратной связью по давлению, снаб-
118
a)
Рис. 82. Схема (а) и зависимость КПД от нагрузки (б) гидро-
привода с источником питания постоянного давления
женный гидроаккумулятором. Такая система питания, поддержи-
вая постоянным давление напора, обеспечивает расход QH, равный
расходу, потребляемому гидродвигателем привода. Схема гидро-
привода дроссельного регулирования с регулируемым насосом,
имеющим обратную связь по давлению, приведена на рис. 82, а.
В качестве источника питания здесь может быть также использо-
ван, например, и гидропневмоаккумулятор.
Расход насоса в таком гидроприводе равен по абсолютной
величине расходу, потребляемому гидродвигателем:
~	/ Рн—sgn xPy!fn
QH=	,
поэтому КПД рассматриваемого гидропривода
П =	(4.13)
т. е. пропорционален нагрузке на гидродвигателе.
Зависимость КПД такого гидропривода от безразмерного зна-
чения нагрузки приведена на рис. 82, б. При максимальной разви-
ваемой мощности золотникового гидрораспределителя, соответ-
ствующей Ру = 2/3, КПД такого гидропривода равен —0,67.
Если в качестве источника питания гидропривода использовать
регулируемый насос с обратной связью по давлению, имею-
щей падающую характеристику давления от расхода, то КПД
будет значительно большим. Схема такого гидропривода дана на
рис. 83, а. Приведенная на рис. 83, б характеристика автоматизи-
рованного насоса показывает, что с уменьшением потребляемого
расхода QH давление рн на выходе насоса уменьшается. Наклон
характеристики насоса определяется коэффициентом, крутизна
которого зависит от жесткости регулирующей пружины насоса.
Коэффициент k^p условно назовем коэффициентом жесткости
регулировочной характеристики. насоса.
119
Рис. 83. Схема и зависимость КПД от
нагрузки гидропривода с регулируемым
насосом
В общем случае давление на
выходе насоса можно опреде-
лить из упрощенного выраже-
ния
Рн = Рп max Гн •
kQP
КПД такого гидропривода
может быть записан в общем
виде
"=-иг	<4|«)
Характер изменения КПД
в функции безразмерного уси-
лия на штоке гидроцилиндра
показан на рис. 83, в. График
построен на основании уравне-
ния (4.14).
Сравнение формул (4.11)—(4.14), а также соответствующих им
графиков ц = f (Ру) показывает, что наиболее высокий КПД до
0,8—0,9 можно получить, если в качестве источника питания
гидропривода использовать насос регулируемой производитель-
ности с обратной связью по давлению, имеющий падающую харак-
теристику рн — f (QH)« Гидроприводы, использующие в качестве
источника питания насосы постоянного расхода с переливным
клапаном, имеют сравнительно низкий КПД (0,2—0,38), поэтому
их применяют в основном в маломощных системах, где КПД
. имеет меньшее значение, чем, например, простота и стоимость
изготовления.
На рис. 84, а приведена схема гидропривода с дроссельным
регулированием, в котором в качестве гидрораспределителя
использован двухщелевой золотниковый дросселирующий
гидрораспределитель, а в качестве источника питания — регули-
руемый насос с обратной связью по давлению и гидроаккуму-
лятор. Золотниковый распределитель подключен к гидроцилин-
дру с отношением эффективных площадей 2:1.
Расход, потребляемый гидроприводом при выдвижении штока,
Фн == /а^вд — /ь^вд, так как /а = 2/б» а ПРИ втягивании QH =
= Таким образом, QH = /Бивт. С учетом формулы (4.7)
мощность, потребляемая гидроприводом, равна
Nr^P
[tf>x
120
Рис. 84. Схема и зависимость КПД от нагрузки гидропри-
вода с двухщелевым золотниковым гидрораспределителем' и
гидроцилиндром с односторонним штоком
а мощность источника питания
Д7 _ п \^Х П| Г Рц ? у!
н —	2	|/ р
В результате КПД рассматриваемого гидропривода
и = 2^- = —= р
j РЛ у-
График т] = f (Ру) на рис. 84, б идентичен графику КПД для
гидропривода с четырехщелевым дросселирующим гидрораспре-
делителем, приведенным на рис. 82.
Аналогичным образом можно получить зависимость КПД
гидропривода, состоящего из двухщелевого золотникового дрос-
селирующего гидрораспределителя, гидроцилиндра с односторон-
ним штоком и любого другого источника питания.
На основании сравнения статических и энергетических харак-
теристик гидроприводов с четырехщелевым и двухщелевым дрос-
селирующим гидрораспределителем можно заключить, что оба они
равноценны и вопрос выбора того или иного гидропривода опреде-
ляется конструктивными соображениями.
Динамические характеристики. Динамику гидроприводов необ-
ходимо рассматривать с учетом сжимаемости рабочей жидкости,
которая зависит от количества нерастворенного газа. Сжимаемость
рабочей жидкости приводит к появлению эффекта, который условно
называется гидравлической жесткостью гидродвигателя.
Рассмотрим схему простейшего гидроцилиндра (рис. 85).
Гидроцилиндр состоит из цилиндра с абсолютно жесткими стен-
ками и плотно пригнанного поршня. Ограниченный ими объем
заполнен сжимаемой жидкостью. Если на поршень площадью f
подействовать силой ДР, то за счет упругости жидкости и газа
поршень переместится на величину Дг/.
121
Рис. 85. Схема простейшего гидроци-
линдра
Рис. 86. Схема гидроцилиндра с двух-
сторонним штоком и реальным золот-
никовым распределителем (а) и зави-
симость безразмерной гидравлической
жесткости гидроцилиндра от безраз-
мерной координаты поршня (б)
-0,8-0,6-0,^0/ 0 0,2 0,4 0,6 у
Л
Модуль объемной упругости определяется как
р__________________________ V
ДР •
В данном случае
Др =
Тогда
ДР
fn
, а ДУ = f„ by.
V \Р
f^y
или
ДР Е^п
Лу ~ V
Поскольку отношение силы к перемещению характеризует
жесткость, то последнее уравнение можно записать в виде выраже-
ния, характеризующего гидравлическую жесткость простейшего
гидроцилиндра:
Ef2
(4.15)
Рассмотрим гидроцилиндр с двухсторонним штоком, подсоеди-
ненный, как показано на рис. 86, а, к четырехщелевому реальному
дросселирующему гидрораспределителю, золотник которого нахо-
дится в нейтральном положении. Если осевые перекрытия и ши-
рина всех четырех рабочих окон равны, то давления р0 в рабочих
полостях гидроцилиндра одинаковы и равны примерно половине
давления питания. Поэтому жидкость в рабочих полостях гидро-
цилиндра находится в сжатом состоянии.
Гидравлическая жесткость левой рабочей камеры гидроци-
Ef2
линдра на основании формулы (4.15) равна сг1 = -уД , а гидравли-
*2
Ef2
ческая жесткость правой рабочей камеры — сг2 =	.
122
Так как жидкость в рабочих полостях гидроцилиндра нахо-
дится в состоянии предварительного сжатия, то суммарная гидрав-
лическая жесткость гидроцилиндра С двухсторонним штоком будет
равна сумме жесткостей его рабочих камер
Если учесть, что объем каждой рабочей камеры гидроцилиндра
соответственно равен
V1 = (f/max У) fnt V2 == (l/max 4“ У) fп>
то формула суммарной жесткости гидроцилиндра примет вид
C1 =	[ (и +и7~ + (и i-ий~]•	(4-16>
L Ц/max У) /п wmax — У) Jn J
Таким образом, суммарная жесткость гидроцилиндра зависит
не только от модуля объемной упругости £, но и от положения
поршня у. Гидравлическая жесткость такого гидроцилиндра мини-
мальна при у = 0, т. е. при нейтральном положении поршня.
В этом случае объемы рабочих полостей гидроцилиндра равны
Vi V2 Vo	f ni/max*
Поэтому формула, дающая наименьшее значение гидравличе-
ской жесткости гидроцилиндра, примет вид
2Е/2
^=3^-	(4.17)
v о
Для анализа влияния положения поршня с двухсторонним
штоком на гидравлическую жесткость гидроцилиндра удобно
воспользоваться понятием безразмерной гидравлической жестко-
сти. Этот безразмерный коэффициент получается в результате деле-
ния уравнения (4.16) на (4.17):
Зависимость безразмерной гидравлической жесткости гидро-
цилиндра с двухсторонним штоком от безразмерного смещения
поршня приведена на рис. 86, б. В области малых смещений
поршня из нейтрали гидравлическая жесткость изменяется незна-
чительно. Присоединение объемов исполнительных гидролиний
расширяет эту область.
Как отмечено в начале параграфа, на работу гидропривода
влияют силы, действующие на объект управления, жесткость
привода и жесткость опоры (см. рис. 78).
В реальных системах указанные силы могут действовать на
шток гидроцилиндра по отдельности, все вместе и в различном
сочетании. Таким образом, результирующую силу, действующую
123
на шток гидроцилиндра, можно представить как сумму основных
сил нагрузки
или
(4.19)
Уравнение расходов гидропривода, приведенного на рис. 78,
условно считая соп —> О и спр —> 0, можно записать
+	«-ЭД
Первый член правой части этого уравнения определяет расход,
необходимый для перемещения поршня гидроцилиндра, а второй —
деформационный расход, обусловленный сжимаемостью жидкости.
Уравнение давлений определяется нагрузкой на поршне и его
эффективной площадью
(4.21)
/п
Совместное решение уравнений (4.19), (4.20) и (4.21) с учетом
формулы (4.17) после соответствующих преобразований и замены
И* 1/Ы_ ь и kpQ - k
f If f	“"UK	f -
IП ' / П	/ П
позволяет получить общее уравнение динамики идеального гидро-
привода с дроссельным регулированием
Полученное уравнение, несмотря на ряд допущений и упроще-
ний, таких, как равенство объемов рабочих полостей гидроци-
линдра, идеализация характеристик золотникового гидрораспре-
делителя, независимость модуля объемной упругости от давления
и т. д., является сложным и решение его аналитическими методами
даже при наличии только одного вида нагрузки крайне затруднено.
Обычно подобные уравнения решаются с помощью электронных
вычислительных машин.
Еще более усложняется уравнение динамики рассматриваемого
гидропривода, если его записать с учетом раздельности рабочих
полостей, гидродвигателя.
В инженерной практике на стадии предварительного анализа
характеристик систем часто пользуются линеаризованной моделью
дроссельного гидропривода, которая позволяет перейти к выраже-
нию его передаточной функции и исследовать динамику гидропри-
124
вода с помощью хорошо разработанных и широко доступных
методов линейной теории автоматического управления.
Следует при этом учесть, что в случае применения передаточ-
ных функций возможен учет только сил, линейно зависящих от
положения штока и его производных.
В практике эксплуатации гидравлических приводов, особенно
следящих, наибольшую опасность с точки зрения перерегулирова-
ния или обеспечения устойчивости представляет инерционная
нагрузка.
Для получения уравнения динамики линеаризованной модели
гидропривода с дроссельным регулированием, учитывающего
инерционную нагрузку, сжимаемость жидкости, жесткость про-
водки и опоры, необходимо сначала составить систему дифферен-
циальных уравнений в соответствии с рис. 78.
Уравнение перепадов давлений

(4.22)
Уравнение расходов
(4.23)
Так как конечным результатом решения полученной системы
уравнений является нахождение динамической связи между
положением массы нагрузки ут и перемещением золотника х, то
необходимо иметь еще уравнения сил, позволяющих связать с иско-
мой выходной величиной переменные р, уп и уц.
Эти уравнения следующие:
Решенные относительно соответствующих переменных, эти
уравнения будут иметь вид
у^^^+у»"	<4-25)
№= —-%L--	(4-26)
ц гоп dt2	v ’
Совместное решение уравнений (4.22)—(4.26) после приведения
к операторной форме и соответствующих преобразований позволяет
получить передаточную функцию . гидропривода, нагруженного
массой:
Ут ($)   _________kyx________ оу\
x(s) — (T2s2 +	+ 1) s ’
125
где
Если жесткость проводки и жесткость опоры бесконечны, то
передаточная функция гидропривода, нагруженного массой, будет
иметь тот же вид, что и передаточная функция (4.27), однако
значения постоянной времени Т и коэффициента относительного
демпфирования £ изменятся:
(4.31)
(4.32)
Таким образом, передаточная функция гидропривода дроссель-
ного регулирования, нагруженного массой, описывается произве-
дением трех звеньев: усилительного, колебательного и интегри-
рующего.
Коэффициент передачи kvx определяется коэффициентом кру-
тизны расходной характеристики kQx золотникового дроссели-
рующего гидрораспределителя и эффективной площадью поршня
/п. Их влияние определяется формулой (4.32).
Постоянная времени Т при соп оо и спр —>сю в соответствии
с формулой (4.31) зависит от четырех параметров, из которых опре-
деляющими являются масса нагрузки т, начальный объем рабочих
полостей гидроцилиндра Ко и модуль объемной упругости Е.
Наличие нежесткости опоры соп и проводки епр увеличивают по-
стоянную времени Т колебательного звена (4.29).
Коэффициент относительного демпфирования £ характеризует
как время переходного процесса, так и величину перерегулирова-
ния. В общем случае он характеризует качество переходного
процесса. На коэффициент относительного демпфирования £
в соответствии с формулами (4.30) и (4.32) влияют не только коэф-
фициенты жесткости опоры соп и проводки спр, но и масса нагрузки
ш9 начальные объемы рабочих полостей гидроцилиндра Уо, вели-
чина модуля объемной упругости жидкости Е, эффективная
площадь поршня fn и коэффициент крутизны расходно-перепадной
характеристики гидрораспределителя kOp. Последний оказывает
на величину наиболее эффективное воздействие. Однако в гидро-
приводах дроссельного регулирования увеличение kQp связано
126
с увеличением непроизводительного расхода, и наоборот. В связи
с этим в гидроприводах, экономичных с точки зрения минимальной
величины утечки и работающих на инерционную нагрузку, коэф-
фициент относительного демпфирования составляет от 0,08 до 0,4
в зависимости от массы нагрузки и параметров гидропривода. При
некоторых значениях масс колебательность настолько велика,
что приводит к необходимости применять для ее уменьшения
специальные меры (различные виды коррекции).
В системах гидроприводов, не критичных к величине непро-
изводительного расхода утечки, для увеличения коэффициента
относительного демпфирования применяют проточные гидрораспре-
делители или соединяют гидролинией рабочие полости гидро-
цилиндра с дросселем. Это увеличивает коэффициент крутизны
расходно-перепадной характеристики kQp и пропорционально
уменьшает коэффициент крутизны перепадной характеристики
гидрораспределителя kpxy что при наличии нагрузки, например
в виде сил контактного трения, приводит к появлению зоны
нечувствительности в скоростной характеристике гидропривода
и делает его статические характеристики более чувствительными
к внешним нагрузкам.
§ 2.	ГИДРОПРИВОДЫ С ДРОССЕЛЬНЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ,
РАБОТАЮЩИЕ ОТ ИСТОЧНИКОВ ПОСТОЯННОГО РАСХОДА
В источниках постоянного расхода используются простые по
конструкции и сравнительно дешевые нерегулируемые насосы. Их
применение в системах с постоянным давлением питания, как,
например, в схеме на рис. 81, ау невыгодно, особенно при управ-
лении потоками большой мощности. Это объясняется тем, что при
отсутствии сигнала управления или при его малых значениях
происходит непроизводительная затрата мощности, которая при-
водит к нагреву рабочей жидкости. С этой точки зрения более
выгодным является гидропривод с насосом постоянного расхода,
работающим совместно с золотниковыми распределителями, имею-
щими рабочие окна с отрицательным перекрытием (с протоком).
Схема такого гидропривода показана на рис. 87, а. Он включает
насос постоянного расхода /, предохранительный клапан 2,
золотниковый гидрораспределитель 3 с отрицательным перекры-
тием рабочих окон и гидродвигатель 4.
Площадь сечения рабочих окон гидрораспределителя 3 выби-
рают обычно такой, чтобы давление рн0 в напорной гидролинии при
нахождении золотника в нейтрали составляло бы незначительную
величину по сравнению с максимальным давлением рнгпах при
смещении золотника. Давление рн тах определяется настройкой
предохранительного клапана 2. Обычно отношение Рно^Рнтах^
0,05.
Сложность расчета аналитическими методами статических
характеристик подобных гидроприводов ввиду сложной нелиней-
127
Рис. 87. Схема и обобщенные статические характеристики гидропривода, рабо-
тающего от источника питания постоянного расхода, с золотниковым распре-
делителем с отрицательным перекрытием рабочих окон
ной зависимости между смещением золотника, изменением давле-
ния в напорной гидролинии и расхода в исполнительных гидроли-
ниях заставляет часто прибегать к графическим методам расчета
статических характеристик, которые позволяют в качестве исход-
ных данных использовать экспериментальные проливочные харак-
теристики рабочих окон [30].
Обобщенные статические характеристики рассматриваемого
гидропривода, которые рассчитаны графически и проверены
экспериментально, приведены в безразмерных координатах на
Рис. 87, б, в и г. Q Q QH, х — хA'max; р = plp^
Перепадная характеристика имеет очень малую крутизну
в области начальных смещений золотника из нейтрали. Поэтому
128
такие гидроприводы являются чувствительными к нагрузке типа
«контактное трение», которая приводит к появлению большой по
величине зоны нечувствительности в скоростной характеристике.
Расходно-перепадная характеристика (утолщенная кривая на
рис. 87, б) имеет очень большую крутизну, что свидетельствует
о чувствительности привода к внешней нагрузке.
Расходная характеристика (утолщенная кривая на рис. 87, г)
линейна во всем диапазоне смещений золотника, однако нагрузка
существенно влияет на крутизну характеристик, связывающих
расход с перемещением золотника, особенно в области малых
изменений нагрузки.
Указанные недостатки удалось устранить в гидроприводе
с насосом постоянного расхода (рис. 88, а), В отличие от предыду-
щей схемы (см. рис. 87, а), в которой давление в напорной линии
определялось давлением нагрузки на гидродвигателе л соотноше-
нием проходных сечений рабочих окон распределителя, т. е.
положением золотника, здесь давление в напорной гидролинии
определяется величиной сечения специального рабочего окна,
расположенного в левой части распределителя. Собственно золот-
никовый распределитель имеет четыре рабочих окна с нулевым
перекрытием.
Если золотник распределителя 3 находится в нейтральном поло-
жении, то расход, поступающий от насоса /, проходит с незначи-
тельными потерями на слив через специальное рабочее окно
в левой части распределителя. Исполнительные гидролинии при
этом отключены от сливной и напорной гидролиний рабочими
кромками четырех рабочих окон гидрораспределителя. При
смещении золотника из нейтрали исполнительные гидролинии
соединяются со сливной и напорной гидролиниями, а увеличение
а)
Рис. 88. Схема и характеристики гидропривода, работающего от источника
постоянного расхода, с параллельно-последовательным дроссельным регулирова-
нием
5 ю.‘ И. Чупраков
129
гидравлического сопротивления специального рабочего окна при-
водит к увеличению давления в напорной гидролинии. Рабочая
жидкость под давлением будет течь через соответствующее рабочее
окно собственно гидрораспределителя.
С увеличением смещения золотника распределителя будет уве-
личиваться и давление в напорной линии. Поскольку изменение
давления в напорной гидролинии определяется не только давле-
нием нагрузки, но и гидравлическим сопротивлением специального
дополнительного рабочего окна, то последнее условно назовем
управляющим рабочим окном. В этой схеме используется парал-
лельно-последовательное регулирование потоком рабочей жидко-
сти.
Максимальное давление в напорной гидролинии определяется
настройкой предохранительного клапана 2.
Достоинством гидропривода с источником питания постоянного
расхода и параллельно-последовательным дроссельным регулиро-
ванием (см. рис. 88, а) по сравнению с аналогичным приводом,
в котором используется золотниковый распределитель с протоком
(см. рис. 87, а), является более высокое значение максимального
КПД, сравнительно высокая крутизна перепадной характеристики
и высокая крутизна коэффициента скольжения, которая обеспечи-
вает жесткость нагрузочной характеристики.
Коэффициент полезного действия в приводе с источником пита"
ния постоянного расхода и параллельно-последовательным дрос-
сельным регулированием зависит от давления нагрузки, смещения
золотника из нейтрального положения и соотношения максималь-
ных значений гидравлического сопротивления управляющего
рабочего окна и последовательно соединенных пар соответствую-
щих рабочих окон золотникового гидрораспределителя (k$).
При х = 1, р = 0,44-0,9 и kR = 2,54-3,3 КПД такого гидропри-
вода достигает 0,8—0,9.
Расходно-перепадные характеристики рассматриваемого гидро-
привода приведены на рис. 88, б (штриховые линии). Здесь же
даны графики мощности (сплошные линии) и графики КПД
(штрихпунктирные линии). Сравнение этих характеристик с ана-
логичными характеристиками, приведенными на рис. 87, говорит
о несравненных преимуществах гидропривода с источником
питания постоянного расхода с параллельно-последовательным
дроссельным регулированием (см. рис. 88, а) по сравнению с гид-
роприводом, в котором жидкость с постоянным расходом дроссели-
руется только на рабочих окнах распределителя с отрицательным
перекрытием (см. рис. 87, а).
Основными недостатками гидроприводов дроссельного регули-
рования, работающих от источников питания постоянного расхода,
по сравнению с гидроприводами, работающими от источников
питания постоянного давления, являются: сложность обеспечения
работы нескольких параллельно подключенных приводов; более
130
существенное влияние сжимаемости рабочей жидкости на динами-
ческие характеристики. Последнее особенно проявляется в систе-
мах, работающих в следящем режиме, и в системах, к которым
предъявляются высокие требования по быстродействию.
§ 3.	ГИДРОПРИВОДЫ С ОБЪЕМНЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ
Одним из способов регулирования скорости гидродвигателя
объемного гидропривода является объемное регулирование. В даль-
нейшем под регулируемым гидроприводом с объемным регулирова-
нием будет подразумеваться привод, состоящий из насоса, гидро-
двигателя, исполнительных гидролиний и вспомогательной гидро-
аппаратуры, в котором регулирование скорости гидродвигателя
осуществляется регулируемым насосом или регулируемым гидро-
мотором или обеими объемными гидромашинамн. Упрощенные
схемы возможных сочетаний регулируемых и нерегулируемых
насосов и гидродвигателей в гидроприводах с объемным регулиро-
ванием приведены на рис. 89, а—в.
На рис. 89, а показана схема гидропривода с объемным регули-
рованием, состоящая из регулируемого насоса /, нерегулируемого
гидродвигателя 3 и устройства 2, предназначенного для подпитки
исполнительных гидролиний и защиты от перегрузок. Достоин-
ством такой схемы является возможность регулирования скорости
гидродвигателя в широком диапазоне изменения нагрузки на
гидродвигателе.
Достоинством схемы с нерегулируемым насосом и регулируе-
мым гидродвигателем (рис. 89, б) является возможность регули-
рования при постоянной потребляемой мощности. Недостаток же
состоит в том, что с уменьшением рабочего объема гидромотора
уменьшается развиваемый момент, что приводит к уменьшению
диапазона устойчивой работы при появлении таких нагрузок, как,
например, контактное трение.
Применение регулируемых насоса
и гидромотора (рис. 89, в) позволяет
изменять скорость гидромотора за счет
изменения рабочих объемов обеих гидро-
машин.
Поскольку гидропривод работает
обычно в условиях различных нагрузок,
то схема, состоящая из регулируемого
насоса и нерегулируемого гидродвига-
теля, нашла наиболее широкое распрост-
ранение.
Схема гидропривода с объемным регу-
лированием скорости, состоящая из регу-
лируемого насоса 1 и нерегулируемого
гидродвигателя, в частности гидроцилин-
дра 4, приведена на рис. 90. Здесь
5*	131
Рис. 89. Упрощенные схе-
мы объемного регулирова-
ния скорости гидродвига-
теля
Рис. 90. Принципиальная схема гидропривода с объемным
регулированием в условных обозначениях
также условными обозначениями показана система подпитки
исполнительных гидролиний, состоящая из вспомогательного
насоса 6, переливного клапана 5 и обратных клапанов 2. Пре-
дохранительные клапаны 3 служат для защиты гидропривода от
перегрузок. Система подпитки нужна для компенсации утечек
жидкости из исполнительных гидролиний и обеспечения бескави-
тационного режима работы насоса.
Обобщенные статические характеристики гидропривода с объем-
ным регулированием скорости в рабочем диапазоне изменения
параметров достаточно линейны и поэтому могут быть представлены
одним графиком Q = f (p)-=const (штриховые линии на рис. 91),
Графики построены в безразмерных координатах Q = Q/Qmax;
Т = V/Ttnax; Р = р/рн max-
На _рис. 91 приведена также зависимость безразмерной мощ-
ности УУН от давления нагрузки р (сплошная линия).
Учитывая линейность регулировочных характеристик гидро-
привода с объемным регулированием, его обобщенные ста-
тические характеристики в рабочем диапазоне изменения
параметров можно описать линейными уравнениями
Q = kQVy — kQPp
или р = kPVy — kpQQ.
Эти уравнения сходны с урав-
нениями дросселирующих гидро-
распределителей. Поэтому и дина-
мика гидропривода с объемным
регулированием будет описыва-
ться уравнениями, аналогичными
уравнениям динамики линеари-
зованных моделей гидроприводов
с дроссельным регулированием.
Рис. 91. Статические характеристики гид-
ропривода с объемным регулированием
§ 4.	ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ
Под гидравлическим следящим приводом понимают регули-
руемый гидропривод с пропорциональным управлением, ведомое
звено гидродвигателя которого перемещается в соответствии с не-
известным заранее задающим воздействием.
Следящий гидропривод обычно включает гидравлический уси-
литель или гидрораспределитель, гидродвигатель, обратную связь
по регулируемому параметру и систему гидропитания. Характер-
ным признаком следящего гидропривода является наличие отри-
цательной обратной связи по регулируемым параметрам, к которым
относятся положение объекта управления или его производные
(скорость, ускорение).
Простейший гидравлический следящий привод показан на
рис. 92. На стойке 2, жестко связанной со станиной 13 установлен
гидроцилиндр /, шток которого перемещает вертикальную ка-
ретку 3. На столе 10 станка, который перемещается в процессе
обработки в горизонтальном направлении с постоянной скоростью
подачи упод, закреплены заготовки 11 и шаблон 9. По шаблону
скользит щуп копира S, который жестко связан с золотником гид-
рораспределителя 5. Щуп прижимается к шаблону с помощью
пружины 4. Питание привода осуществляется от насоса 6, снабжен-
ного переливным клапаном 7 для обеспечения постоянства давле-
ния питания.
При движении стола 10 копир 5, преодолевая сопротивление
пружины 4, перемещает золотник гидрораспределителя 5, который,
Рис. 92. Схема следящего гидропривода копировально-фрезер-
ного станка.
.133
в свою очередь, перемещает поршень гидроцилиндра 1 вместе
с фрезой 12 и гильзой распределителя 5. Исполнительные гидро-
линии привода соединяют рабочие полости гидроцилиндра 1 и
гидрораспределителя 5 таким образом, что фреза 12 следит за
положением копира S, т. е. осуществляется единичная отрицатель-
ная обратная связь между относительным положением фрезы и
копира.
Линеаризованную модель такого гидропривода можно описать
системой уравнений, которые связывают во времени положение
режущего инструмента — фрезы ypi положение копира ук и
усилия резания Рр, воспринимаемое гидроцилиндром:
у___ kQp р ___f dyp ____ Vo	d	/ Pp \ .
Qx	fu p	/n dt	2E	dt	\ fn Г
Ук Ур ~ %*	<
После приведения к операторному виду, соответствующих пре-
образований и замены
2^Qp = /п ““
kQp = _J_
kQx kPx
связь между указанными параметрами примет вид
Ук ~ ~Г~Г (TcS + рр
Ур (*) --------‘	(4.33)
Анализ полученного уравнения, динамически связывающего
Ур ($)» Ук ($) и ($), позволяет сделать вывод о том, что этот
следящий привод имеет статическую и динамическую ошибки.
В установившемся режиме ошибка слежения определяется
величиной нагрузки Рр (s), эффективной площадью поршня /п и
коэффициентом крутизны перепадной характеристики kpx гидро-
распределителя:
У к (8) — Ур (s) = -Дт- Pp (S).
крх:/п
При проектировании такого следящего привода можно варьиро-
вать в основном только коэффициентом kPx, так как усилие обычно
является заданным, а чрезмерное увеличение Рр приводит к уве-
личению потребляемого расхода и, следовательно, мощности при-
вода со всеми вытекающими отсюда последствиями. С увеличением
kpK статическая ошибка, обусловленная действием нагрузки Рр,
уменьшается. Поэтому микрогеометрии золотникового гидро-
распределителя, от которой в основном зависит величина коэффи-
134
циента крутизны перепадной характеристики, при проектировании
и доводке золотниковых гидрораспределителей уделяется особое
внимание. Очевидно, что статическая ошибка, обусловленная
нагрузкой Рр, будет больше при использовании золотникового
гидрораспределителя с протоком, чем золотникового гидрораспре-
делителя с нулевым или небольшим положительным перекрытием
(2-3) 6.
Важным показателем работы следящего привода является так
называемая динамическая жесткость, которая связывает перемеще-
ние ведомого звена гидродвигателя привода с внешней динамиче-
ской нагрузкой на гидродвигателе, изменяющейся во времени. Для
рассматриваемого следящего гидропривода на основании уравне-
ния (4.33) уравнение динамической жесткости (ук = 0) будет
иметь вид
D (<\	\ ~k S + 1
G« ==	= "Vs-тг— ’	(4-34)
Ур	1 Cs “Г 1
и в частном случае при установившемся режиме преобразуется
в уравнение статической жесткости следящего привода или просто
жесткости
При исследовании следящих приводов более удобно пользо-
ваться понятием динамической податливости, которое характери-
зует зависимость просадки ведущего звена гидродвигателя под
действием внешней, изменяющейся во времени, нагрузки. Она
является величиной, обратно пропорциональной динамической
жесткости:
С°^ =
Для рассматриваемого гидропривода на основании формулы (4.34)
динамическая податливость имеет вид
с° = PpV)” = (1/Арх+ОЛрЛ •	(4-35)
Показатель динамической податливости для следящих приводов
в большинстве случаев является очень важным. Например, для
рассматриваемого гидропривода высокая динамическая податли-
вость может привести к дроблению режущего инструмента и иска-
жению обрабатываемой поверхности, ухудшению качества ее
обработки.
Из уравнения (4.35) видно, что динамическая податливость
может быть как положительная, т. е. ведомое звено гидродвигателя
за некоторый промежуток времени перемещается в сторону дей-
ствия возмущающего воздействия Рр (s), и отрицательной, т. е.
ведомое звено гидродвигателя за некоторый промежуток времени
135
Рис. 93. Графики переходного процесса при ступенчатом увеличении усилия
на штоке гидроцилиндра следящего гидропривода копировально-фрезерного
станка
перемещается навстречу действию этого возмущающего воздей-
ствия. Знак динамической податливости для рассматриваемого
следящего гидропривода зависит от соотношения Тс и kvx.
Характер переходного процесса при ступенчатом увеличении
возмущающего воздействия Рр (s) при различных сочетаниях
Тс и kvx показан на рис. 93, а—в.
Если kvx > 1/7\, то при скачкообразном увеличении Рр (s)
шток гидроцилиндра просаживается на величину, большую, чем
величина просадки при установившемся возмущающем воздей-
ствии (рис. 93, а):
Если же kvx < 1/Тс, то при скачкообразном увеличении
возмущающего воздействия Рр (s) шток гидроцилиндра сначала
будет двигаться навстречу направлению возмущающего усилия,
а затем займет положение, соответствующее Дг/р, как показано
на рис. 93, б.
При Kvx = 1/Тс дополнительного динамического перемещения
не будет (кривая 1 на рис. 93, в).
Если бы удалось сжимаемость жидкости свести к нулю (Е = оо),
то переходный процесс при ступенчатом увеличении возмущающего
усилия был бы апериодическим (кривая 2 на рис. 93, в).
Рассмотренный следящий гидропривод копировально-фрезер-
. ного станка, несмотря на простоту, имеет недостатки: значительное
усилие взаимодействия копира и щупа, что приводит к деформации
копира и уменьшению точности обработки; невысокое быстродей-
ствие из-за невысокой добротности по скорости, что значительно
снижает скорость подачи стола и приводит к искажению требуемой
конфигурации детали в местах сопряжения поверхностей разной
формы.
Увеличению точности работы и скорости подачи способствуют
следящие гидроприводы, имеющие дополнительные каскады усиле-
ния. Это приводит к значительному увеличению добротности по
скорости и снижению усилия взаимодействия щупа и копира.
136
Рис. 94. Схема следящего гидро-
привода токарно-копировального
станка
Благодаря уменьшению
усилия появляется возмо-
жность уменьшить пло-
щади контакта щупа и
копира, т. е. конец щупа
сделать острым. По этой
же причине в качестве
копира можно использо-
вать первую изготовлен-
ную деталь без последу-
ющей термической обра-
ботки для увеличения
твердости ее поверхности
и увеличить срок службы
щупа.
На рис. 94 приведена
схема следящего гидро-
1	2 5 4 5 6	7 8 9 Ю
привода токарно-копиро-
вального станка, в котором сигнал, снимаемый со щупа 2,
предварительно усиливается с помощью гидроусилителя сопло —
заслонка без обратной связи. Последний включает заслонку
7, сопла 5 и 9, постоянные дроссели //и 20, золотник распредели-
теля 12 и центрирующие пружины 19 и 13. Щуп 2, двигаясь вдоль
копира 1 через толкатель 4, прижимаемый возвратной пружиной 3
к щупу, и пружина 6 обратной связи смещает заслонку 7. Пружина
8 и регулировочный винт 10 служат для настройки нуля гидро-
привода. Шток гидроцилиндра 14 жестко связан с суппортом 15
продольной подачи. Резец 17, обрабатывающий заготовку 18,
жестко закреплен на головке суппорта 16 поперечной подачи,
которая является одновременно и корпусом следящего привода.
Щуп 2 прижимается к толкателю 4 с помощью пружины 21. Источ-
ник питания на схеме не показан.
При движении суппорта 15 продольной подачи в сторону, ука-
занную стрелкой упод, щуп 2, двигаясь по поверхности копира 1
в соответствии с рис 94, будет перемещаться вправо, передвигая
вправо толкатель 4, который через пружину 6 обратной связи
сместит заслонку 7 также вправо. В результате смещения заслонки
золотник распределителя 12 сместится влево на величину, пропор-
циональную смещению заслонки, что приведет в движение цилиндр
вместе с суппортом 16 поперечной подачи и резцом 17 в правую
сторону. В результате перемещения суппорта 16 поперечной
подачи начнет перемещаться влево относительно него под действием
пружины 3 толкатель 4, ослабляя натяг пружины 6 обратной
связи. Под действием пружины 8 заслонка начнет смещаться влево
до тех пор, пока суппорт 16 не остановится в результате установки
в нейтральное положение заслонки 7 и золотника распредели-
теля 12.
Обычно гидроцилиндр и давление питания гидропривода выби-
раются такими, чтобы масса суппорта поперечной подачи не при-
водила к колебательности системы золотниковый распределитель —
гидроцилиндр, что позволяет пренебречь массой нагрузки. Основ-
ными видами нагрузки здесь являются силы вязкого и контактного
трения. Силы вязкого трения обычно являются с точки зрения
переходного процесса стабилизирующими. При исследовании же
линеаризованной модели силами контактного трения, которые
являются существенно нелинейной функцией скорости, прихо-
дится пренебрегать.
Систему линейных дифференциальных уравнений, описываю-
щих работу рассматриваемого следящего гидропривода (см. рис. 94)
и учитывающих только усилие резания, можно представить
в следующем виде.
Уравнение обратной связи
Ук Ур*
Уравнение сил, действующих на заслонку, при равенстве длин
плеч заслонки до оси сопл и до оси пружины обратной связи
f
Cjjh = сос Д ук	схх.
/3
Уравнение перепада давлений в междроссельных камерах
гидрораспределителя сопло — заслонка
Рг^у-Х. .
Тз
Уравнение расходов гидроусилителя
Ь Ь h « _____f t Vro dpr
RQhtl	dt + ~dT ’
Уравнение расходов в исполнительных гидролиниях гидро-
цилиндра
Ь y — h n — f dy । dp
Q** «QvP — lndt -r 2E dt ’
Полученная система линейных дифференциальных уравнений
после преобразования к операторному виду и соответствующих
преобразований может быть представлена в виде, удобном для
построения структурной схемы:
^Ук (^):== У к ($) Ур ($)>
1 руо j* 1
13?
Рис. 95. Структурная схема следящего гидропривода то-
карно-копировального станка
Структурная схема рассматриваемого следящего гидропривода
токарно-копировального станка показана на рис. 95. Она позво-
ляет наглядно оценить взаимосвязь входных, выходных и конструк-
тивных параметров и их влияние на динамические характеристики
следящего гидропривода.
Применение гидроусилителя без обратной связи снижает доб-
ротность по скорости следящего гидропривода за счет внутренней
обратной отрицательной связи по перепаду давления на торцах
золотника, т. е. по положению золотника, что может привести
к существенному уменьшению быстродействия гидропривода.
Приведенные значения постоянной времени гидроусилителя 77у
и его коэффициента усиления k'ry будут равны
а значение коэффициента добротности по скорости
I __ Сос^гу^их
Ку -	~	— •
Ch
Для дальнейшего увеличения добротности по скорости следя-
щего гидропривода с предварительным каскадом гидравлического
усиления необходимо заменить гидроусилитель без обратной
связи, например, гидроусилителем с силовой обратной связью.
В этом случае увеличение kv будет обусловлено исключением
отрицательной обратной связи по перепаду давления на торцах
золотника.
На рис. 96, а показана схема узла обратной связи следящего
привода, показанного на рис. 94. В этом случае, поскольку пере-
дача сигнала от \у к h обеспечивается жесткостью только одной
пружины со с, а от рГ к h — суммарной жесткостью двух пружин
chf то ch = 2со< с.
139
12 3 1
1 2
Рис. 96. Схемы узлов силовой обратной связи по поло-
жению следящих гидроприводов:
а ! 1 — толкатель; 2 — пружина обратной связи; 3 — за-
слонка; 4 — регулировочная пружина; 6:1— рама толка-
теля; 2 пружина обратной связи; 3 — заслонка
Если узел обратной связи выполнить в соответствии со схемой,
приведенной на рис. 96, б, то cOt с = ch. В этом случае kv можно
увеличить в 2 раза.
§ 5. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ
С ЭЛЕКТРИЧЕСКИМИ ОБРАТНЫМИ СВЯЗЯМИ
Электрогидравлические следящие приводы служат для обеспе-
чения пропорциональной связи между положением объекта управ-
ления и электрическим сигналом управления. Их принято условно
делить на два вида: с электрическими обратными связями и с гидро-
механическими обратными связями. Условность такого деления
объясняется тем, что часто электрогидравлические следящие
привода имеют комбинированные обратные связи: электрические
и гидромеханические.
Электрогидравлические следящие приводы обычно включают
источник гидравлического питания, электрический усилитель-
сумматор, электрогидравлический усилитель, гидродвигатель и
датчики обратной связи. Работа электрогидравлических следящих
приводов, как правило, рассматривается с учетом объекта управле-
ния, так как он обычно во многом определяет характер изменения
нагрузки и характеристики привода. Статические и динамические
характеристики следящего гидропривода для упрощения анализа
часто рассматривают без учета источника гидравлического пита-
ния, если последний не оказывает на эти характеристики существен-
ного влияния.
В электрогидравлических следящих приводах наиболее широко
применяются электрические .. обратные сияя и, которые позволяют
довольно просто обеспечить требуемые статические и динамические
характеристики, легко обеспечить требуемые коэффициенты уси-
ления и характер изменения электрических сигналов управления
и обратной связи.
Схема простейшего электрогидравлического следящего привода
приведена на рис. 97. Он состоит из электрического усилителя-
140
Рис. 97. Схема простейшего элек-
трогидравлического следящего
привода с электрической обрат-
ной связью по положению
сумматора /, электрогид-
равлического усилителя 2,
гидродвигателя 5 и дат-
чика отрицательной обрат-
ной связи по положению,
включающего потенцио-
метр 12, токосъемник 6 и
ламели 9. Обязательной
принадлежностью конструкции электрогидравлического следящего
привода является фильтр 5, который обычно монтируется или на
корпусе электрогидроусилителя или на корпусе гидродвигателя.
Гидроцилиндр 5 крепится к основанию 11 обычно с помощью пере-
ходного цилиндра 8, в котором размещаются датчики обратных
связей. В данном случае датчиком обратной связи по положению
служит потенциометр 12 обратной связи, ламели которого крепятся
через изолятор 7 к штоку гидроцилиндра 5. Цифрой 10 обозначена
условная жесткость опоры.
В качестве электрогидравлического усилителя может быть
использован любой из электрогидравлических усилителей, опи-
санных в гл. III, который обеспечивает пропорциональность
между расходом в исполнительных линиях гидродвигателя и током
управления.
Датчиком обратной связи может служить не только потенцио-
метр, но любые датчики переменного тока, например сельсины,
вращающиеся трансформаторы и другие индукционные и индук-
тивные механо-электрические преобразователи, для работы с кото-
рыми применяются в качестве электрических усилителей-суммато-
ров фазочувствительные электрические усилители переменного
тока.
Электрогидравлический следящий привод (см. рис. 97) работает
следующим образом. При появлении сигнала управления нупр
на обмотках преобразователя электрогидравлического усилителя 2
появляется ток, который приводит к смещению управляющего
элемента выходного каскада гидрораспределителя и заставляет
двигаться шток гидроцилиндра 5 вместе с объектом управления
4. В результате движения штока начинают вместе с ним двигаться
и ламели 9 потенциометра 12, что приводит к появлению напряже-
ния в цепи обратной связи uQt с. Это напряжение сравнивается
в усилителе-сумматоре по величине и знаку с напряжением управ-
ления. Так как электрическая обратная связь по положению
включена с отрицательным знаком, то с увеличением напряжения
обратной связи будет уменьшаться сигнал рассогласования пвх =
*= wy*‘P — ио. с- Как только он станет равным нулю, элементы
Ш
электрогидроусилителя 2 займут нейтральное положение и шток
гидроцилиндра остановится в положении, пропорциональном
сигналу управления.
Рассмотрим работу электрогидравлического следящего привода
с учетом инерционной нагрузки и нежесткости опоры. Пусть в ка-
честве электрогидравлического усилителя используется электро-
гидравлический усилитель сопло — заслонка без обратной связи,
схема которого дана на рис. 63.
Для построения структурной схемы с целью анализа влияния
параметров элементов нагруженного электрогидравлического сле-
дящего привода на его динамические характеристики воспользу-
емся уже полученными структурными схемами электромехани-
ческого преобразователя совместно с выходным каскадом электри-
ческого усилителя (см. рис. 61) и электрогидравлического усили-
теля (см. рис. 64).
Дополнительными уравнениями, описывающими динамику рас-
сматриваемого гидропривода, будут следующие уравнения, запи-
санные в операторной форме.
 Уравнение обратной связи
^ВХ ($) = ^£/($)	^О. с ($)•	(4.36)
Уравнение электрического усилителя
и (s) = k3uBX (s).	(4.37)
Уравнение потенциометра обратной связи из условия крепления
датчика положения и наличия нежесткости опоры в операторной
форме можно записать в виде
^о. с ($) == ^иу \.Ут ($)	У и. ($)]•	(4.38)
Уравнение сил с учетом нежесткости опоры и сил, пропор-
циональных скорости движения нагрузки (сил скоростного трения
в нагрузке),
cony^m^+kp.-^,	(4.39)
а также линеаризованное уравнение расходов системы золотнико-
вый гидрораспределитель — гидроцилиндр
к у___к п____ f	। У о dP
'n dt 'п dt 2Е dt
после приведения к операторной форме и их совместного решения
позволяют получить уравнение, динамически связывающее коор-
динату нагрузки и положение золотника при учете инерционной
нагрузки, нежесткости опоры, сжимаемости жидкости и сил ско-
ростного трения в нагрузке:
Ут($) =
(T2s2 + 2£Ts + 1) s X
(4.40)
142
Здесь
Связь между относительным положением массы нагрузки и
цилиндра можно получить из уравнения сил (4.39), которое после
приведения к операторной форме примет вид
!/ц (s) = s2 + ym(s).
\ ^оп	‘'ОП /
Подстановка полученного выражения в уравнение (4.38)
позволяет получить уравнение обратной связи, выраженное через
координату нагрузки:
^о. с ($) == kuy (Топ^2	2£ОПТоп$ “Г 1) Ут ($)»	(4.41)
где
Уоп V соп’ ^оп 2/^;
На рис. 98, а приведена структурная схема электрогидравли-
ческого следящего привода, нагруженного массой, с учетом неже-
сткости опоры и скоростного трения в нагрузке, которая построе-
на на основании структурных схем,приведенных на рис. 61 и рис.
64, и уравнений (4.36)—(4.41). На рис. 98, б показана структурная
6)
Рис. 98. Структурная схема линеаризованной модели электрогидравлического
следящего привода, нагруженного массой, с учетом нежесткости опоры и скорост-
ного трения в нагрузке
ИЗ

схема этого же привода, но приведенная к единичной обратной
связи при допущении ku^ = 0 и Тя = 0.
Наличие в контуре, охваченном отрицательной обратной
связью, колебательного звена приводит к резкому уменьшению
коэффициента добротности по скорости при допустимых запасах
по фазе и амплитуде по сравнению с ненагруженным электрогид-
равлическим следящим приводом, что существенно уменьшает
быстродействие нагруженного массой привода.
Следует отметить также влияние на качество переходного про-
цесса электрогидравлического следящего привода, нагруженного
массой, с учетом нежесткости опоры колебательного звена, распо-
ложенного в левой части структурной схемы, приведенной на
рис. 98, б. Коэффициент его относительного демпфирования опре-
деляется силами скоростного трения в нагрузке. Если эти силы
незначительны, то колебательное звено станет консервативным,
что приведет к появлению незатухающих колебаний массы на-
грузки с частотой сооп = ]/соп/т.
В реальных системах, если имеется нежесткость опоры, при
наличии инерционной нагрузки необходимо искусственно увеличи-
вать силы скоростного трения нагрузки, если они малы. Однако
во многих случаях силы скоростного трения бывают достаточно
большими. Они возникают при движении кареток и суппортов по
направляющим станин металлорежущих станков, при перемещении
антенн радиолокационных установок и взаимодействии их с атмо-
сферным воздухом, в опорах и направляющих различных объектов
управления. Затуханию колебаний способствуют также силы кон-
тактного трения объектов управления.
Когда необходимо добиться высокого быстродействия от элект-
рогидравлического следящего привода, нагруженного массой, то
при увеличении добротности по скорости применяют корректи-
рующие устройства. Одним из эффективных средств коррекции
нагруженных массой электрогидравлических следящих приводов
является введение дополнительной отрицательной обратной связи
по ускорению ведомого звена гидродвигателя.
Упрощенная схема электрогидравлического следящего привода
с дополнительной обратной связью по ускорению приведена на
рис. 99. Сигнал обратной связи по положению снимается с потен-
циометра 6, а по ускорению с устройства 5, состоящего из датчика
скорости и электрической емкости. Сигналы обратной связи
поступают на суммирующее устройство электрического усилителя
1. Электрогидравлический усилитель 2 на схеме показан условно,
так как при таком способе коррекции не имеют значения его
конструктивные и схемные особенности.
Пусть масса 3 нагрузки в сочетании с сжимаемостью жидкости
в рабочих полостях гидроцилиндра 4 приводит к появлению коле-
бательности с постоянной времени, значительно большей, чем
постоянные времени звеньев, описывающих работу электрического
144
V7777777/777777'
Рис. 99. Схема электрогидравлического следящего при-
вода, нагруженного массой, с дополнительной электри-
ческой обратной связью по ускорению
и электрогидравлического усилителей. Поэтому при пренебреже-
нии нежесткостью опоры и проводки, а также с учетом (4.40)
работу линеаризованной модели электрогидравлического следя-
щего привода, нагруженного массой, можно записать в виде
системы уравнений
Ут ($) = (7”2S2 + 2gTs 4- 1) s ^BX
^вх ($) =	($) ЬцуУт ($) Ут ($) $2.
»
На основании этих уравнений на рис. 100, а построена упро-
щенная структурная схема электрогидравлического следящего
привода, нагруженного массой. Штрихпунктирной линией на
схеме обозначен участок разомкнутой части привода совместно
с корректирующей обратной связью по ускорению.

145
На рис. 100, б показана структурная схема этого же привода,
приведенная к единичной обратной связи, без корректирующей
цепи, а на рис. 100, в — аналогичная схема, но с учетом кор-
ректирующего устройства. Передаточная функция в прямой цепи
следящего контура структурной схемы электрогидравлического
следящего привода с дополнительной обратной связью по ускоре-
нию получена в результате свертывания показанного штрихпунк-
тирной линией участка структурной схемы на рис. 100, а и приве-
дения структурной схемы к единичной обратной связи.
Здесь
Тк = Т;	(4.42)
2ZKTK = 2^T + kvuku^
На рис. 101 приведены логарифмические амплитудно-фазовые
частотные характеристики разомкнутого привода без коррекции
для £ = 0,1 (штриховые линии) и с коррекцией по ускорению
(сплошные линии). Сравнение характеристик показывает, что
заведомо неустойчивый электрогидравлический следящий привод,
нагруженный массой, при введении корректирующего устройства
становится устойчивым за счет спрямления участка амплитудно-
частотной характеристики, имевшей резонансный всплеск. При
этом несколько уменьшился наклон фазо-частотной характери-
стики в окрестности частоты среза сос, что привело к увеличению
фазового запаздывания на этой частоте. На графике показаны
для скорректированного привода запас по фазе ус и запас по
амплитуде Н. Следует отметить также, что ось частот имеет без-
размерный характер:
со = 7\о,
поэтому резонансный всплеск амплитудно-частотной характери-
стики находится на со = 1.
На рис. 101 дана амплитудно-частотная характеристика гидро-
привода без корректирующего устройства, которая имеет тот же
запас по амплитуде, что и привод с корректирующим устройством
(штрихпунктирная линия). Сравнение коэффициентов доброт-
ности по скорости позволяет сделать вывод, что применение кор-
ректирующей обратной связи по ускорению позволяет повысить
добротность по скорости электрогидравлического следящего при-
вода, нагруженного массой, на один порядок.
Степень коррекции привода, очевидно, определяется величиной
коэффициента обратной связи по ускорению. С основными пара-
метрами линеаризованного уравнения динамики следящего элект-
рогидропривода, нагруженного массой, он связан зависимостью,
полученной на основании уравнения (4.42):
h .. — 9Т -&LT2.S..
“У - 27 kvu •
146
Рис. 101. Логарифмические амплитудно-фазовые частотные ха-
рактеристики электрогидравлического следящего привода, на-
груженного значительной массой
В тех случаях, когда основным видом нагрузки электрогидрав-
лического следящего привода является постоянная составляющая
или позиционная нагрузка или преобладающая нагрузка в виде
сил скоростного или контактного трения, то скорость гидродви-
гателя за счет дроссельного эффекта в золотниковом гидрораспре-
делителе под действием этих сил значительно падает. Это приводит
к существенному уменьшению быстродействия следящего гидро-
привода, а иногда к появлению большой зоны нечувствительности.
Кроме того, в рассмотренных следящих гидроприводах из-за
нелинейного характера изменения расхода в исполнительных
гидролиниях в функции перемещения золотника реального гидро-
распределителя невозможно обеспечить строгую линейную связь
между скоростью перемещения ведомого звена гидродвигателя и
сигналом рассогласования в электрическом усилителе.
Указанные проблемы решаются применением электрогидравли-
ческих следящих приводов с дополнительной обратной связью по
скорости гидродвигателя, которая может быть реализована как
по электрическим, так и по гидромеханическим каналам.
Примером такого привода является электрогидравлический
следящий привод с дополнительной электрической обратной
связью по скорости (рис. 102). Он состоит из электрического
усилителя-сумматора /, электромеханического преобразователя 2,
гидрораспределителя сопло — заслонка, включающего заслонку 3,
сопла 4 и 13, постоянные дроссели 5 и 12, четырехщелевого золот-
никового дросселирующего гидрораспределителя 6, гидродвига-
теля 8, электрического датчика положения 10 и электрического
датчика скорости 9. Обратная связь по положению и обратная
связь по скорости заводятся на электрический усилитель с отри-
147
Рис. 102. Схема электрогидравли-
ческого следящего привода с электри-
ческими обратными связями по по-
ложению и скорости
нательным знаком. Особенно-
стью рассматриваемого при-
вода является то, что золот-
ник дросселирующего гидро-
распределителя 6 по суще-
ству свободно перемещается
в осевом направлении, так
как жесткость пружин 7 и 11
незначительна. Эти пружины
предназначены лишь для
удержания золотника в ней-
тральном положении при
отсутствии давления питания, чтобы при его включении не
было произвольного перемещения ведомого звена гидродвигателя.
Кроме того, указанные пружины исключают самопроизвольное
движение ведомого звена гидродвигателя, имеющее место в таких
гидроприводах из-за нестабильности сил контактного трения
в золотнике и облитерации.
В соответствии с рис. 102 уравнение обратной связи в опера-
торной форме будет иметь вид
«вх(S) == Uy (s) — kuyy(s) — ku'y у (s) s.	(4.43)
Пренебрегая жесткостью пружин на торце золотника, его
уравнение движения можно также записать в операторной форме:
х (s) s = — — h ($).	(4.44)
lx
Линеаризованное уравнение расходов системы золотник —
гидроцилиндр
к у  к Ру  f dy . Ир d / Ру \
KQp fn	/п dt "Т 2Е dt \ /п /
после приведения к операторному виду, соответствующих преобра-
зований и замены — = Тс позволяет получить уравнение,
г к к
Qp
связывающее положение штока гидроцилиндра с положением
золотника относительно нейтрали при действии нагрузки
k x(s)-^-(Tcs+\)Py(s)
.	(4.45)
/ГР
На основании полученных уравнений (4.43), (4.44), (4.45),
а также с учетом уравнения электрического усилителя (4.37) и
структурной схемы для электромеханического преобразователя
148
(см. рис. 61) на рис. 103 построена структурная схема электро-
гидравлического следящего привода с дополнительной электри-
ческой обратной связью по скорости.
Полученная структурная схема позволяет наглядно показать
связь между параметрами и их влияние на характеристики рас-
сматриваемого электрогидравлического следящего привода. В ча-
стности, из этой структурной схемы видно, что в установившемся
режиме изменение нагрузки на гидродвигателе не изменяет его
скорости, так как влияние нагрузки на расход в исполнительных
линиях гидроцилиндра приводит к изменению его скорости, а сле-
довательно, и напряжения обратной связи по скорости. Наличие
интегрирующего звена в контуре, охваченном обратной связью по
скорости, приводит к дополнительному смещению золотника,
которое доводит скорость гидродвигателя до требуемой. Подобное
действие (стабилизация скорости) обратная связь по скорости
производит при изменении любого параметра, входящего в состав
прямой цепи, охваченной этой связью.
Как правило, электрические датчики скорости имеют стабиль-
ные характеристики в большом диапазоне изменения температуры.
Поэтому электрогидравлические следящие приводы имеют ста-
бильные характеристики в этом диапазоне изменения температур,
а зависимость скорости от напряжения управления привода без
обратной связи по положению представляет собой прямую линию,
на крутизну которой не влияет не только нагрузка, но также изме-
нение температуры, качество характеристик элементов электро-
гидроусилителя и изменение их характеристик во времени. Кроме
того, введение отрицательной обратной связи по скорости расши-
ряет диапазон устойчивого регулирования скорости гидродвига-
теля, в частности гидромоторов, до 500 вместо 5—10 без обратной
связи.
На рис. 104 приведена зависимость скорости гидроцилиндра от
напряжения на входе электрического усилителя пропорциональ-
ного электрогидропривода при различных фиксированных нагруз-
ках. Графики построены в безразмерных координатах:
^у Vy/Vy max, Uy = Uу/Uу max*
149
Штриховыми линиями показано изменение скорости гидро-
цилиндра в зависимости от напряжения на входе электрического
усилителя электрогидравлического привода без обратной связи по
скорости (например, приведенного на рис. 97). Изменение крутизны
на различных участках плавных кривых объясняется рядом при-
чин: наличием радиальных зазоров в золотниковых распределите-
лях, гидравлическим сопротивлением каналов, гидролиний и от-
верстий в распределителях, отклонением от линейности характе-
ристик элементов электрогидроусилителей, трением в золотнико-
вом гидрораспределителе и в гидродвигателе и т. п. Сплошной
утолщенной линией показана зависимость скорости гидродвига-
теля разомкнутого электрогидравлического следящего привода,
охваченного дополнительной обратной связью по скорости, от
напряжения при тех же препятствующих и помогающих нагруз-
ках. Эта зависимость является прямо пропорциональной и на ее
характер нагрузка не влияет.
Разновидностью электрогидравлического следящего привода
с дополнительной обратной связью по скорости является привод,
показанный на рис. 105. В отличие от предыдущего привода здесь
обратная связь по скорости реализована по гидромеханическим
каналам. Датчик скорости представляет собой объемный насос 11,
ведущее звено которого жестко связано с ведомым звеном гидро-
цилиндра 9 через кронштейн 10, а рабочие камеры насоса соеди-
нены с помощью соответствующих гидролиний с торцовыми каме-
рами золотникового гидрораспределителя 7. Последний управля-
ется с помощью гидрораспределителя сопло — заслонка, вклю-
Рис. 104. Зависимость скорости ра-
зомкнутого электрогидравлического
следящего привода от напряжения
управления
Рис. 105. Схема электрогидравли-
ческого следящего привода с электри-
ческой обратной связью по положе-
нию и гидромеханической обратной
связью по скорости
150
чающего заслонку 3, сопла 4 и 15, а также постоянные дроссели 5
и 14. Перепад давления питания рпг поддерживается постоянным
с помощью редукционного клапана 6. Назначение пружин 8 и 13
такое же, как и в предыдущем приводе. Сигнал обратной связи по
положению снимается с электрического датчика положения 12 и
суммируется с сигналом управления в электрическом усилителе 1.
Разомкнутая часть электрогидравлического следящего привода
работает следующим образом. Пусть при появлении электриче-
ского сигнала рассогласования под действием тока управления
в обмотках электромеханического преобразователя 2 заслонка 3
сместится, например, вправо на величину, пропорциональную току
управления. В результате в исполнительных гидролиниях распре-
делителя сопло — заслонка появится расход Qh, пропорциональ-
ный смещению заслонки из нейтрали, который заставит двигаться
золотник распределителя 7 влево с постоянной скоростью. При этом
гидроцилиндр 9 начнет двигаться также влево, увлекая за собой
шток насоса 11. Движение насоса приведет к появлению расхода
обратной связи Qo. с, который будет вычитаться из расхода Qh.
Как только их разность станет равной нулю, движение золотника
распределителя 7 прекратится и он займет положение, при котором
скорость гидроцилиндра обеспечит расход обратной связи Qo, с,
равный расходу Qh в исполнительных гидролиниях распредели-
теля сопло — заслонка.
Пусть после того, как скорость штока гидроцилиндра 9 уста-
новилась, к штоку приложим усилие, препятствующее его движе-
нию. В некоторый момент времени из-за дроссельного эффекта
в золотниковом гидрораспределителе 7 скорость гидроцилиндра 9
уменьшится, уменьшится скорость насоса, следовательно, и
расход обратной связи QOeC. Поскольку расход Qh остается по-
стоянным (заслонка неподвижна), то разность расходов Qh — Qo,c,
управляющих золотником, заставит перемещаться его влево до
тех пор, пока скорость гидроцилиндра не восстановится до значе-
ния, при котором Qh = Qo. с- После этого золотник снова оста-
новится. Аналогичная картина будет наблюдаться и при действии
на шток гидроцилиндра 9 помогающей движению нагрузки. В этом
случае в результате кратковременного увеличения скорости штока
расход обратной связи будет увеличиваться и золотник будет
двигаться к нейтрали, уменьшая расход в исполнительных гидро-
линиях, до тех пор, пока скорость штока гидроцилиндра не
уменьшится до значения, определяемого расходом Qh.
Особенности работы рассматриваемого гидропривода с обратной
связью по скорости удобно изучать с помощью структурной схемы
для установившегося режима, которая учитывает основные нели-
нейности. Она строится на основании следующих уравнений.
Уравнение, связывающее перемещение заслонки с током управ-
ления,
h == kbii.
(4.46)
131
Уравнение движения разгруженного от осевых сил золотника
f dx   i i  с dy
lx dt ~~ KQhn	'°-c dt
или в изображениях после замены d/dt = s и соответствующих
преобразований
knth — L us
X = Qft °-су .	(4.47)
fxS	V 7
Связь между скоростью нагруженного внешней силой гидро-
цилиндра и положением золотника с учетом уравнения расходов
для идеального четырехщелевого дросселирующего золотникового
гидрораспределителя можно записать в изображениях
=	- ту .	(4Л8)
На рис. 106 показана структурная схема рассматриваемого
участка нелинейной модели электрогидравлического следящего
привода с гидромеханической обратной связью по скорости, отра-
жающая основную взаимосвязь параметров при установившемся
режиме движения. Эта схема построена на основании уравнений
(4.46), (4.47) и (4.48)
Анализ полученной структурной схемы показывает, что ско-
рость гидродвигателя при Qh = const не зависит от нагрузки и
давления питания, так как участок цепи, на который влияют эти
факторы, имеет интегрирующее звено и охвачен глубокой отрица-
тельной обратной связью. Это можно показать и аналитически.
Уравнение электрогидравлического усилителя-преобразователя
с учетом вышеизложенных положений можно записать в виде
£ dx   1 1 .	г dy
I х dt	R'hiR'Qhl	Io. c dt ’
Поскольку в установившемся режиме движения штока гидро-
двигателя скорость золотника равна нулю, то полученное выра-
жение примет вид
dy _ kQhkhi I
dt “ /о. с
Таким образом, скорость штока гидроцилиндра зависит от тока
управления Z, коэффициента крутизны расходной характеристики
дросселирующего гидрораспределителя сопло — заслонка kOhi
коэффициента крутизны характеристики перемещения преобразо-
вателя khi и эффективной площади поршня насоса /0. с.
Наиболее важным гидравлическим параметром, влияющим на
линейность и стабильность статической характеристики электро-
гидропривода с обратной связью по скорости, является коэффи-
циент крутизны расходной характеристики kQh. Поскольку
коэффициент kqh зависит от давления питания, подводимого к дрос-
152
Рис. 106. Структурная схема идеальной модели гидромехани-
ческой части привода с гидромеханической обратной связью по ско-
рости
селирующему гидрораспределителю сопло — заслонка, то в линию
его питания для обеспечения стабильности характеристик электро-
гидропривода с обратной связью по скорости необходимо устанав-
ливать редукционный клапан, обеспечивающий постоянный пере-
пад давления питания на гидрораспределителе сопло — заслонка.
Следует отметить также, что дросселирующий гидрораспреде-
литель сопло—заслонка является единственным распределителем,
который при правильно подобранных параметрах способен обе-
спечить линейность расходных характеристик во всем диапазоне
перемещения запорно-регулирующего элемента (заслонки в данном
случае). Поэтому электрогидропривод с обратной связью по ско-
рости, имеющий в качестве первого каскада усиления гидрораспре-
делитель сопло—заслонка, обладает исключительно линейной
скоростной характеристикой во всем диапазоне изменения сигнала
управления, причем эта линейность совершенно не зависит от
формы отверстия в гильзе золотникового дросселирующего гидро-
распределителя. Отверстия эти могут быть не только прямоуголь-
ными, но и круглыми, что с точки зрения технологии изготовления
предпочтительнее. В некоторых случаях может оказаться более
предпочтительной треугольная или другая форма отверстий
в гильзе. Даже в этом случае линейность скоростной характери-
стики электрогидравлического привода с обратной связью по
скорости будет определяться линейностью расходной характери-
стики дросселирующего гидрораспределителя сопло—заслонка.
Линейность этой характеристики не зависит также от характера и
величины осевого перекрытия рабочих окон золотникового дрос-
селирующего гидрораспределителя. Значительные величины поло-
жительного осевого перекрытия (Дхо>0,1 мм) приводят лишь
к появлению запаздывания в переходном процессе электрогидро-
привода.
163
~PZ Pj 0 Pj P2 Pj P^ Ps Py 0 ij i2 ij ^5 ^6 ^7 i
Puc. 107. График, поясняющий действие гидромеханической обрат-
ной связи по скорости в приводе, схема которого приведена на рис. 105
Основной нелинейностью характеристики, связывающей ско-
рость гидродвигателя с током управления, в рассматриваемом
электрогидроприводе является насыщение по скорости, которое
наступает при разных значениях тока управления, зависящих от
величины нагрузки, приложенной к штоку гидроцилиндра. Это
насыщение проявляется из-за ограниченной проводимости рабочих
окон золотникового дросселирующего гидрораспределителя.
При максимальном открытии рабочих окон дросселирующего
золотникового гидрораспределителя скорость движения штока
гидроцилиндра зависит от нагрузки Ру, приложенной к штоку
гидроцилиндра, и определяется квадратичной кривой (сплошная
линия слева на рис. 107). Эта кривая по физическому смыслу явля-
ется границей предельных скоростей гидродвигателя при различ-
ных значениях внешней нагрузки, приложенной к штоку. В преде-
лах этой границы скорость гидроцилиндра зависит только от тока
управления и от нагрузки не меняется.
Ограничение скорости гидродвигателя, обусловленное нали-
чием границы предельных скоростей, можно проиллюстрировать
графиком, приведенным справа на рис. 107. Скоростная характе-
ристика имеет вид ломаной линии, состоящей из отрезка прямой,
выходящей из начала координат, и прямой, параллельной оси
абсцисс. Точка ее излома находится на высоте, соответствующей
точке на кривой границы предельных скоростей (слева на рис. 107)
для определенного значения нагрузки.
При увеличении давления питания кривая предельных скорос-
тей расширяет область, где скорость гидродвигателя не зависит от
нагрузки. Это видно из анализа штриховой линии на графике
рис. 107 слева и скоростной характеристики (штриховые линии
на рис. 107 справа).
154
Рис. 108. Структурная схема упро-
щенной линеаризованной модели ра-
зомкнутого электрогидравличе-
ского следящего привода с гидроме-
ханической обратной связью по ско-
рости
Чтобы уменьшить влия-
ние нагрузки на величину
максимальной скорости гид-
родвигателя, необходимо
увеличить область, охваты-
ваемую границей предельных
скоростей. Это достигается
увеличением максимальной
площади открытия рабочих
ющего гидрораспределителя
окон золотникового дросселиру-
путем расширения рабочего окна.
На рис. 107 слева штрихпунктирной линией показана гра-
ница предельных скоростей для золотника с увеличенной
максимальной площадью открытия рабочих окон. Она представ-
ляет отрезок квадратичной кривой, ограниченной прямой, парал-
лельной оси абсцисс и обусловленной ограничением по расходу
источника питания. На рис. 107 справа показана скоростная
характеристика для этого случая. Графики насыщения по ско-
рости даны штрихпунктирными линиями. Увеличение проходного
сечения рабочих окон золотникового дросселирующего гидро-
распределителя позволяет поднять «полку» ограничения по ско-
рости гидропривода, поэтому в идеальном случае максимальную
площадь проходного сечения рабочих окон гидрораспределителя
необходимо выбирать как можно большей, т. е. бесконечной.
Тогда ограничение по скорости будет обусловлено только предель-
ным расходом источника питания.
Однако из-за конструктивных особенностей золотниковых дрос-
селирующих гидрораспределителей их рабочие окна имеют ограни-
ченные размеры, что на практике необходимо учитывать.
Основным недостатком электрогидравлических следящих гид-
роприводов с дополнительной обратной связью по скорости, как и
гидроприводов с обратной связью по расходу, является ухудшение
динамики и сложность обеспечения устойчивости при требовании
высокого быстродействия и наличии преобладающей инерционной
нагрузки без применения специальных корректирующих устройств.
Для иллюстрации этого рассмотрим динамическую модель линеари-
зованного электрогидропривода с обратной связью по скорости,
нагруженного массой и имеющего сОп == со и спр = со. За входную
величину примем ток в обмотках управления i, а за выходную —
скорость штока гидроцилиндра vy.
Пусть такой привод описывается системой уравнений, представ-
ленных структурной схемой на рис. 108, а. После соответствующих
преобразований эта схема, приведенная к единичной обратной
155
связи, примет вид, как показано на рис. 108, б. На рис. 108, в
приведена структурная схема этого же привода, но без учета
нагрузки. Она также имеет единичную отрицательную обратную
связь.
На структурных схемах, приведенных на рис. 108, бив, введено
новое обозначение kv0 — коэффициент добротности по скорости
контура следящего привода, охваченного отрицательной обратной
связью по скорости
kv0 =	•	(4.49)
IX
Логарифмические амплитудно-фазовые частотные характери-
стики контуров, охваченных отрицательной единичной обратной
связью, приведены на рис. 109. Здесь ось частот имеет также без-
размерный вид
со == соу.
Если ЭГП не нагружен массой, то в соответствии со структурной
схемой на рис. 108, в разомкнутая часть электрогидропривода
описывается произведением усилительного и интегрирующего
звеньев. Поэтому ЛАЧХ ненагруженного разомкнутого ЭГП
представляет прямую Lmp (со), проходящую через точку /^01
с наклоном —20 дБ/дек, а ЛФЧХ — прямую (со), совпадающую
с осью — л/2, как показано на рис. 109 тонкой линией. По критерию
устойчивости Найквиста такой привод устойчив при всех значе-
ниях kcQ.
При тех же значениях параметров, но при наличии инерцион-
ной нагрузки вид ЛАФЧХ резко меняется. На рис. 109 соответ-
Рис. 109. Логарифмические амплитудно-фазовые частотные
характеристики разомкнутой части электрогидравлического
следящего привода с гидромеханической обратной связью UQ
скорости
156
ственно обозначены: ЛАЧХ разомкнутого привода — Ltnml (со),
а его ЛФЧХ — ^тр (со). Точка пересечения Ltnml (со) с осью
«О дБ» лежит правее точки пересечения (со) с осью —л. По-
этому по критерию Найквиста замкнутый привод при добротности
/?г01 будет неустойчив.
Добиться устойчивости без применения специальных корректи-
рующих устройств можно только за счет снижения добротности по
скорости контура следящего гидропривода, охваченного отрица-
тельной обратной связью по скорости. На рис. 109 штрихпунктир-
ной линией нанесена ЛАЧХ разомкнутого контура с меньшей
добротностью ^.02, которая обозначена Ltnm2 (со). При этом запас
по модулю составляет Н — —10 дБ, а запас по фазе — ус — —
что не соответствует нормам запасов. Однако привод устойчив.
ЛАФЧХ замкнутого ЭГП соответственно обозначены: ЛАЧХ —
Lmm3 (со); ЛФЧХ — <ртз (го). Как видно из анализа ЛАФЧХ,
устойчивость привода достигнута за счет существенного ухудше-
ния его динамических свойств.
Для достижения малых значений добротности по скорости кон-
тура, охваченного обратной связью по скорости, на основании
выражения (4.49) необходимо увеличивать площадь золотника fx
и уменьшать коэффициент kvx за счет выполнения отверстий
в гильзе золотникового дросселирующего гидрораспределителя
с уменьшенной шириной b и увеличенной длиной L,
При работе рассмотренного участка электрогидропривода
в составе контура следящего гидропривода интегрирующее звено
гидродвигателя, а также инерционность остальных звеньев приве-
дут к резкому завалу фазо-частотных характеристик разомкнутого
контура электрогидравлического следящего привода.
Таким образом, устойчивый электрогидравлический следящий
привод с дополнительной обратной связью по скорости при нали-
чии инерционной нагрузки без применения специальных мер или
корректирующих устройств обладает ухудшенными динамическими
характеристиками. Поэтому его применение более рационально
в случае, если преобладает нагрузка в виде трения или позицион-
ная нагрузка. В этом случае у привода отсутствует ошибка по
положению и ошибка по скорости.
§ 6. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ
С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИМИ ОБРАТНЫМИ СВЯЗЯМИ
В тех случаях, когда электрогидравлический следящий привод
предназначен для работы в тяжелых эксплуатационных условиях,
где требуется высокая надежность и простота конструкции при
повышенных требованиях к ресурсу, он выполняется с механиче-
ской обратной связью по положению. Применение механической
обратной связи по положению позволяет исключить из состава
157
электрогидравлического следящего привода электрические датчики
положения и электрический усилитель.
Известно много конструктивных способов реализации механи-
ческой обратной связи по положению, которые отличаются в основ-
ном различным местом суммирования сигнала обратной связи
с сигналом управления. При применении двухкаскадных электро-
гидроусилителей суммирование сигнала обратной связи может
производиться со следующими величинами: моментом на валу
электромеханического преобразователя; положением заслонки,
если в первом каскаде используется дросселирующий гидрораспре-
делитель сопло—заслонка, или положением насадка струйной
трубки, если в первом каскаде используется гидрораспределитель
со струйной трубкой; положением золотника дросселирующего
золотникового гидрораспределителя; осевым усилием, действую-
щим на золотник, от дросселирующего гидрораспределителя пер-
вого каскада гидравлического усилителя.
С точки зрения теории управления обратной связью выгодно
охватывать как можно большее число последовательно соединен-
ных элементов с целью увеличения стабильности работы и повыше-
ния качества характеристик любой системы управления. Для
электрогидравлического следящего привода с механической обрат-
ной связью наиболее приемлемым местом суммирования сигнала
управления с сигналом обратной связи является вал электромеха-
нического преобразователя. Остальные схемы заведения механи-
ческой обратной связи менее эффективны и поэтому, за исключе-
нием специальных случаев, не перспективны.
На рис. ПО приведена одна из первых схем электрогидравли-
ческого следящего привода с механической обратной связью по
положению. Этот привод состоит из электромеханического преоб-
разователя 1 с заслонкой 3, сопл 4, постоянных дросселей 5,
золотникового дросселирующего гидрораспределителя 7 с пружи-
нами 6 и 9, гидроцилиндра 8 и узла обратной связи по положению.
Узел включает клин 10, жестко
связанный со штоком гидроци-
линдра 3, толкатель 11 с воз-
вратной пружиной 12, пружи-
ну 13 обратной связи, балку 14,
жестко связанную с якорем
преобразователя, пружину 15
нуль-установителя и регулиро-
вочный винт 2.
Если ток управления в обмо-
тках преобразователя 1 отсут-
ствует, то все элементы привода
находятся в нейтральном поло-
Рис. НО. Схема простейшего электро-
гидравлического следящего привода с си-
ловой обратной связью по положению
158
Рис. 111. Структурная схема линеаризованной модели про-
стейшего электрогидравлического следящего привода с силовой
обратной связью по положению
жении. При подаче тока управления под действием электромагнит’
ных сил балка 14 повернется на некоторый угол, пропорциональный
току управления, например по часовой стрелке. Заслонка 3 при
этом сместится вниз, создавая перепад давления на торцах золот-
ника распределителя 7, под действием которого золотник сме-
стится вправо. Шток гидроцилиндра 8 начнет перемещаться
вправо, перемещая и клин 10. Под действием возвратной пружины
12 толкатель 11 опустится, усилие пружины 13 обратной связи на
балку 14 уменьшится и под действием пружины 15 заслонка 3
возвратится в нейтральное положение. Как только момент, созда-
ваемый пружиной обратной связи, станет равным моменту, созда-
ваемому током управления, золотник распределителя 7 встанет
в нейтральное положение и движение штока гидроцилиндра 8
прекратится. При этом величина и знак перемещения штока
гидроцилиндра относительно нейтрали будут определяться вели-
чиной и знаком электромагнитного момента, обусловленного током
управления.
Взаимосвязь между элементами рассматриваемого электро-
гидравлического следящего привода и их влияние на его стати-
ческие характеристики и быстродействие можно оценить с помощью
структурной схемы для случая, когда привод не нагружен
(рис. 111).
Уравнение обратной связи для рассматриваемого электрогид-
равлического следящего привода (см. рис. ПО) в операторной
форме упрощенно можно записать
а $)	(s) &Мр % ( &МуУ (s)«	(4.50)
Можно также связь между положением золотника х и моментом
на валу электромеханического преобразователя обозначить одним
коэффициентом kxM:
п ___ kryl
“хМ — 1--•
В уравнении (4.50) коэффициент обратной связи по положению
определяется параметрами узла обратной связи:
= kxyCo. с^о. с*
159
Следует также отметить, что крутизна нагрузочной характе-
ристики электромеханического преобразователя kMa определяется
как сумма угловой жесткости самого преобразователя k^a и
угловой жесткости пружины обратной связи со стороны вала
преобразователя Со. <7о. с:
1	_ / а । а >2
— Л'Ма т £о. с*о. с*
В данном случае Со. с — 2Со. с» так как узел обратной связи
выполнен в соответствии со схемой на рис. 96, а.
На основании структурной схемы на рис. 111, путем ее сверты-
вания при Тл = 0 и Тгу = 0 можно получить выражение для
определения коэффициента добротности по скорости рассматри-
ваемого электрогидравлического следящего привода
д  	^vy^vx^My1
KV	k г Ik ’
ba _i_ „а /2	, RMpcxlKry
кМа “г со. cLo. с "Г д*
анализ которого показывает, что уменьшение kv обусловлено
обратной связью по перепаду давления на торцах золотникового
гидрораспределителя.
Если в электрогидравлических следящих приводах с электри-
ческой обратной связью по положению значение добротности по
скорости можно повышать увеличением коэффициента усиления
электрического усилителя, то в электрогидравлических следящих
приводах с механической обратной связью по положению увеличе-
ния добротности по скорости можно достичь применением спе-
циальных схем или изменением коэффициентов и конструктивных
параметров.
В рассматриваемом электрогидравлическом следящем приводе
с механической обратной связью по положению (см. рис. ПО) при
применении электромеханического поляризованного преобразова-
теля с плоским зазором между якорем и полюсными наконечниками
можно получить значение добротности по скорости не более 5 1/с.
Основными путями увеличения добротности по скорости
электрогидравлических следящих приводов с механической об-
ратной связью по положению являются следующие: исключение
отрицательной обратной связи по перепаду давления на торцах
золотника путем применения, например, электрогидравлического
усилителя с силовой обратной связью по положению или электро-
гидравлического привода с гидромеханической обратной связью по
расходу; применение электромеханического преобразователя с ми-
нимальным или отрицательным значениями коэффициента угловой
жесткости выполнение узла силовой обратной связи по
положению в соответствии с рис. 96, б. Последний путь приводит
к усложнению регулировки нуля электрогидравлического следя-
щего привода, поэтому пользоваться им следует лишь в исключи-
тельных случаях,
160
Кроме проблем, связанных с увеличением быстродействия,
в электрогидравлических следящих приводах с механической
обратной связью по положению существует проблема исключения
гистерезиса в статической характеристике, связывающей переме-
щение штока гидроцилиндра с током управления. Этот гистерезис
проявляется при использовании электромеханических преобразо-
вателей электромагнитного типа, так как в их моментной характе-
ристике = f (f) уже заложен магнитный гистерезис. Влияние
этого гистерезиса на гистерезис статической характеристики элек-
трогидравлического следящего привода с механической обратной
связью по положению хорошо видно из рассмотрения структурной
схемы на рис. 111. Нелинейность моментной характеристики
преобразователя не охвачена обратной связью по положению,
поэтому следящий контур привода отрабатывает нелинейность
моментной характеристики электромеханического преобразова-
теля. Чтобы уменьшить гистерезис в статическсй характеристике
электрогидравлического следящего привода с механической об-
ратной связью по положению обычно выбирают электромеханиче-
ские преобразователи с малой величиной магнитного гистерезиса.
Этим требованиям наиболее полно удовлетворяют магнитоэлектри-
ческие электромеханические преобразователи.
В электрогидравлическом следящем приводе с механической
обратной связью обычно и корректирующие устройства, позво-
ляющие обеспечить требуемые динамические характеристики,
выполняются в виде гидромеханических узлов, которые в некото-
рых случаях настолько просты, недороги и надежны, что их приме-
няют даже в электрогидравлических следящих приводах с электри-
ческими обратными связями.
В тех случаях, когда нагрузка является чисто инерционной,
что имеет место, например, в динамических стендах, для коррекции
следящего привода применяют корректирующие устройства, ис-
пользующие косвенные показатели ускорения нагрузки. Если
нагрузка на приводе только инерционная, то косвенным показате-
лем ускорения является давление нагрузки в рабочих полостях
гидродвигателя. Использование же в качестве корректирующего
сигнала давления нагрузки в чистом виде делает характеристики
следящего гидропривода мягкими, зависящими даже от величины
контактного трения в уплотнениях гидродвигателя или в опорах
нагрузки. Поэтому обычно в качестве сигнала, корректирующего
колебательность следящего привода, обусловленную инерционной
нагрузкой, используется производная от давления, называемая
динамическим давлением.
Схема электрогидравлического следящего привода с механи-
ческой обратной связью по положению, нагруженного чисто инер-
ционной нагрузкой, с дополнительной корректирующей обратной
связью по динамическому давлению, реализованной с помощью
гидромеханического устройства, приведена на рис. 112. Здесь
механическая обратная связь по положению штока гидроцилиндра
2° Ю. И. Чупраков	161
Рис, 112. Схема электрогидравлического
следящего привода с силовой обратной
связью по положению и гидромеханиче-
ской обратной связью по динамическому
давлению
8 в отличие от схемы, приве-
денной на рис. 110, выполнена
с помощью рычажной передачи,
состоящей из рычага 10 и шату-
нов 9 и 12, а силовая обратная
связь на ведомом звене электро-
механического преобразователя
осуществляется с помощью
рамки 13 и двух пружин 3 и 14
обратной связи. Регулировка
нуля привода в этом случае
осуществляется за счет изме-
нения длины, например, ша-
туна 12. В качестве электрогидравлического усилителя здесь
используется двухкаскадный электрогидроусилитель с силовой
обратной связью по положению золотника гидрораспределителя 5,
выполненной с помощью пружины 11, и со струйным гидрораспре-
делителем с механическим отклонением струи в первом каскаде
гидравлического усиления, состоящем из сопла питания 1, прием-
ных каналов 4 и отклоняющего насадка 2, жестко связанного
с ведомым звеном преобразователя 15. Гидромеханическое коррек-
тирующее устройство 6 обратной связи по динамическому давлению
представляет собой миниатюрную гидромашину, состоящую из
плунжерного гидроцилиндра, в который входят штоки поршня,
пружины на торцах поршня и крайние рабочие камеры, и объем-
ного насоса, размещенного в центре корректирующего устройства.
Крайние рабочие камеры корректирующего устройства соединены
с исполнительными гидролиниями привода, а средние камеры,
соответствующим образом, — с торцовыми камерами золотнико-
вого гидрораспределителя 5.
Работа следящего контура привода аналогична работе электро-
гидравлического следящего привода, показанного на рис. НО.
Корректирующее же гидромеханическое устройство 6 работает
следующим’'образом (см. рис. 112). При появлении сигнала рас-
согласования золотник 5 начнет перемещаться, например, влево.
Наличие инерционной нагрузки 7 приведет к увеличению давления
в левой полости гидроцилиндра 8 и левой крайней полости кор-
ректирующего устройства 6. Под действием разности давления
поршень корректирующего устройства 6, преодолевая усилие тор-
цовых пружин, будет перемещаться вправо со скоростью, про-
порциональной скорости изменения давления нагрузки. Это при-
ведет к появлению расхода обратной связи в гидролинии, соеди-
162
Рис. 113. Структурная схема линеаризованной модели привода с си-
ловой обратной связью по положению и гидромеханической обратной
связью по динамическому давлению
няющей рабочие камеры насоса корректирующего устройства
с торцовыми камерами золотника. В результате золотник 5 полу-
чит дополнительное смещение влево, которое увеличит давление
в левой полости гидроцилиндра8 и приведет к увеличению ускоре-
ния инерционной нагрузки. При таком включении корректирую-
щего устройства будет более интенсивно осуществляться и тормо-
жение инерционной нагрузки.
Система уравнений линеаризованной модели рассматриваемого
привода с учетом ранее полученных уравнений его элементов
может быть записана в операторной форме:
*
Ма (s) = kfiii ($) ‘-МхХ СО ‘'-МуЬ СО»
ukM„
х СО = { kQ2z(s) 4- [my (s) s2 + Py (s)] -^2 s }	;
= (T2s2 + 2£Ts + 1) s X
Следует учитывать также, что здесь <?ос = Сос» а kxy = I1/I2.
На рис. 113 приведена структурная схема линеаризованной
модели рассматриваемого электрогидравлического следящего при-
вода с механической обратной связью по положению и дополни-
тельной обратной связью по динамическому давлению.
На рис. 114 приведены логарифмические амплитудно-фазовые
частотные характеристики разомкнутого электрогидравлического
следящего привода с гидромеханической обратной связью по поло-
жению (штриховые линии — привод без корректирующего устрой-
ства, сплошные — привод с корректирующей обратной связью по
динамическому давлению). Сравнение графиков показывает, что
положительная обратная связь по динамическому давлению суще-
ственно расширяет диапазон значений добротности по скорости и
делает неустойчивый следящий привод устойчивым при значитель-
ных величинах запаса устойчивости по модулю и фазе за счет
163
Рис. 114. Логарифмические амплитудно-фазовые частотные
характеристики разомкнутого электрогидравлического следя-
щего привода с гидромеханическими обратными связями
смещения точки пересечения фазочастотной характеристики с осью
—л рад вправо.
Ось частот здесь нанесена также в безразмерном виде: со =
='1/Го); югу = 77Тгу; = Т/Тя.
Наряду с достоинством, обусловленным хорошими демпфирую-
щими свойствами нагруженного массой следящего привода, поло-
жительная обратная связь по динамическому давлению имеет
существенный недостаток. Он заключается в том, что введение
такого корректирующего устройства существенно увеличивает
динамическую податливость привода. Это свойство особенно прояв-
ляется при воздействии внешней нагрузки Ру, изменяющейся во
времени (внешней динамической нагрузки). Например, воздействие
на объект управления скачкообразного или в виде короткого
импульса усилия приведет к перемещению объекта управления
в направлении действия возмущающего усилия с последующим
возвратом в исходное положение. Физика этого процесса ясна из
рассмотрения структурной схемы, приведенной на рис. 113.
В тех случаях, когда предъявляются высокие требования к ди-
намической податливости нагруженного значительной массой
электрогидравлического следящего привода с механической обрат-
ной связью по положению, необходимо применять гидромеханиче-
ские обратные связи по ускорению.
Примером корректирующего гидромеханического устройства
обратной связи по ускорению может служить устройство, показан-
ное на рис. 115. Оно состоит из плунжерного насоса 7, плунжер
которого жестко с помощью кронштейна 8 связан со штоком испол-
нительного гидроцилиндра 9, подключенного к электрогидравли-
ческому усилителю (на схеме не показан), золотникового устрой-
164
ства, состоящего из золотника 1 и плунжера 6, и рычага 4 обратной
связи, один конец которого жестко закреплен на валу 3 электро-
механического преобразователя, а на другом его конце закреплен
диск 5. Диск 5 размещен в полости 2 золотника 1 с некоторым
зазором относительно стенок этой полости.
Перемещение штока гидроцилиндра 9 и связанного с ним плун-
жера объемного насоса 7 приводит к появлению расхода обратной
связи Qo.c. В результате происходит перемещение золотника I
на величину, пропорциональную этому расходу. При движении
гидроцилиндра 9 с постоянным ускорением золотник 1 будет
двигаться со скоростью, пропорциональной этому ускорению, и
создавать на валу 3 момент сил который обусловлен силовым
воздействием жидкости в полости 2 на диск 5, движущейся отно-
сительно этого диска вместе с золотником /. Таким образом, момент
на валу 3 электромеханического преобразователя будет пропор-
ционален ускорению штока исполнительного гидроцилиндра 9.
Сущность влияния такого корректирующего гидромеханиче-
ского устройства на динамику электрогидравлического следящего
привода, нагруженного массой, аналогична электрической обрат-
ной связи по ускорению в схеме на рис. 99.
Эффективность применения гидромеханических обратных свя-
зей можно проиллюстрировать
ческой системы управления
подачей регулируемого насоса
(рис. 116).
Рис. 115. Схема устройства гидро-
механической обратной связи по
ускорению
на примере электрогидравли-
Рис. 116. Схема электрогидравлической
следящей системы управления по-
дачей регулируемого насоса, в которой
применяются гидромеханические об-
ратные связи
6 Ю. И. Чупраков
165
Перемещение регулирующего органа насоса 15 осуществляется
с помощью гидроцилиндра 14 с двухсторонним неподвижно
закрепленным штоком. Этот гидроцилиндр является выходным
звеном электрогидравлического следящего привода с механической
обратной связью по положению. Последний включает электромеха-
нический преобразователь 23, гидрораспределитель сопло—за-
слонка, состоящий из заслонки 19, закрепленной на валу преобра-
зователя, сопл И и 18 и постоянных дросселей 1 и 27, четырехще-
левой золотниковый дросселирующий гидрораспределитель 24
с пружинами 2 и 26 небольшой жесткости, торцовые камеры кото-
рого соединены гидролиниями с междроссельными камерами рас-
пределителя сопло—заслонка, насос обратной связи по скорости,
состоящий из плунжеров 12 и 17, жестко связанных с гидроци-
линдром 14 при помощи кронштейна 16, и датчик механической
обратной связи по положению, включающий наклонную поверх-
ность на плунжере 12, шток 9 обратной связи по положению,
пружину 10 обратной связи, возвратную пружину 13 и пружину 8
нуль-установителя с регулировочным винтом 7.
При подаче тока управления на обмотки электромеханического
преобразователя 23 его вал, преодолевая жесткость пружин 10 и 8,
повернется, например, почасовой стрелке на угол, пропорциональ-
ный току управления. При этом заслонка 19 сместится влево
и золотник 24 начнет перемещаться вправо со скоростью, пропор-
циональной перемещению заслонки из нейтрали, так как жесткость
пружин 2 и 26 пренебрежимо мала, и они нужны только для уста-
новки золотника в ноль при отсутствии давления питания. Смеще-
ние золотника гидрораспределителя 24 из нейтрали приведет в дви-
жение гидроцилиндр 14, который через кронштейн 16 начнет
перемещать плунжеры 12 и 17. В результате движения плунжеров
12 и 17 насоса обратной связи по скорости в исполнительных гидро-
линиях распределителя сопло—заслонка появится расход обрат-
ной связи, который остановит золотник гидрораспределителя 24
в нужном положении, обеспечивающим пропорциональность между
скоростью гидроцилиндра 14 и положением заслонки 19. В резуль-
тате движения плунжера 12 благодаря наличию на нем наклонной
поверхности будет перемещаться и шток 9, прижимаемый к плун-
жеру 12 пружиной 13. В данном случае шток 9 будет подниматься
вверх и через пружину 10 обратной связи создавать на заслонке
19 момент сил, противоположный моменту сил, обусловленных
током управления. Как только эти моменты станут равны, заслонка
19 встанет в нейтральное положение и движение гидроцилиндра
14 прекратится. При этом гидроцилиндр, следовательно, и регу-
лирующий орган насоса 15 займут положение, пропорциональное
току управления.
Применение в рассматриваемом приводе обратной связи по
расходу позволяет решить проблему влияния сил, возникающих
на регулирующем органе насоса и имеющих значительную вели-
чину и сложный характер изменения, на статические и динами-
166
ческие характеристики привода. Кроме того, применение обратной
связи по расходу позволяет снизить требования к точности изго-
товления рабочих окон золотникового гидрораспределителя до
свободных размеров, а отверстия в гильзе выполнить круглыми.
Источник питания электрогидравлической следящей системы
на схеме не показан. В качестве источника давления питания
в этом случае может использоваться насос подпитки основного
насоса регулируемой производительности.
Система управления содержит также гидромеханический датчик
обратной связи по мощности потока в напорной гидролинии насоса
15 регулируемой производительности, который позволяет обеспе-
чить работу насоса в режиме постоянной мощности независимо от
нагрузки, что является важным свойством насосов, приводимых
в движение тепловым двигателем. Датчик обратной связи по
мощности включает плунжер 5 с профилем, соответствующим
требуемому закону изменения мощности, плунжер-толкатель 25,
пружину 3, шток4 обратной связи подавлению в напорной гидро-
линии насоса 15 с возвратной пружиной 22 и шарнирно закреплен-
ным на его конце рычагом 20 с регулировочным винтом 2/, шток 9
обратной связи по положению, который в данном случае служит
в качестве датчика расхода насоса /5, и прижимающую пружину 6.
Датчик обратной связи по мощности с помощью рычага 20 перемно-
жает расход насоса /5, который косвенно определяется по положе-
нию регулирующего органа этого насоса, на давление в его напор-
ной гидролинии, которое определяется положением плунжера 5.
Если при максимальной подаче насоса 15 давление в его напорной
гидролинии повысится на величину, превышающую допустимую
мощность, то плунжер 5 переместится вправо, сместит шток 4
вниз и левый конец рычага 20 через винт 21 ограничит перемещение
заслонки 19 в направлении часовой стрелки. В результате заслонка
19 переместится вправо, что приведет к смещению влево цилиндра
14 и уменьшению расхода насоса 15 до значения, при котором
произведение расхода и давления в напорной гидролинии обеспе-
чит заданную предельно допустимую мощность. При меньших
значениях мощности насоса обратная связь по мощности в работе
следящего привода не участвует.
Плунжер 5 выполняет также функцию датчика обратной связи
по динамическому давлению в напорной гидролинии насоса 15.
Перемещение плунжера 5 со скоростью, пропорциональной ско-
рости изменения давления в напорной гидролинии насоса, при-
водит к появлению расхода обратной связи по динамическому
давлению, который смещает золотник распределителя 24 в сто-
рону, приводящую к уменьшению скорости изменения подачи
регулируемого насоса, что предотвращает резкое изменение дав-
ления в его напорной гидролинии и предохраняет насос от
динамических перегрузок.
6*
Глава
К
ГИДРОКЛАПАНЫ, РЕГУЛЯТОРЫ, ДЕЛИТЕЛИ
И СУММАТОРЫ ПОТОКА
§ 1.	ОБРАТНЫЕ ГИДРОКЛАПАНЫ И ГИДРОЗАМКИ
Для пропускания рабочей жидкости только в одном направле-
нии служат обратные клапаны и гидрозамки.
Гидрозамки в отличие от обратных клапанов являются управ-
ляемыми: при отсутствии управляющего воздействия они работают
как обратные клапаны, а при наличии управляющего сигнала они
пропускают поток в обоих направлениях с минимальным гидрав-
лическим сопротивлением.
Обратные клапаны обеспечивают движение жидкости только
в одном направлении. Они широко используются, например,
в системах подпитки (см. рис. 90), а также устанавливаются
в гидролиниях, где требуется однонаправленное движение потока.
Обратные клапаны могут изготовляться как в отдельном исполне-
нии, так и встроенными в узлы или агрегаты.
На рис. 117, а и б показаны обратные клапаны с различными
запорно-регулирующими элементами (с шариком и с конусом).
При движении жидкости в прямом направлении запорно-регул ирую-
щий элемент отжимается от седла и поток с минимальными поте-
рями проходит через рабочее окно клапана. При обратном движении
жидкость прижимает запорно-регулирующий элемент к седлу.
Движение жидкости в этом направлении прекращается. Пружины,
прижимающие клапан к седлу, служат лишь для надежной посадки
клапана в седло в момент изменения направления движения
потока. Поскольку пружины приводят к увеличению перепада
давления на клапане при прохождении потока в прямом направле-
нии, а допустимая величина перепада давления на обратных клапа-
нах составляет 0,01—0,03 МПа, то жесткость пружин обычно
выбирают минимальной. В некоторых случаях обратные клапаны
выполняют без пружин, а их функции обеспечиваются за счет веса
запорно-регулирующего элемента.
Условное изображение обратных клапанов показано на
рис. 117, в.
Схемы обратных клапанов на рис. 117, а и б идентичны кон-
структивным схемам простейших клапанов, рассчитанных на
168
небольшие ^расходы и малые перепады давления при невысоких
требованиях к герметизирующим свойствам запорно-регулирую-
щих элементов при обратном движении жидкости. Более высокая
герметичность у клапанов с конусом, но они сложны в изготов-
лении.
В обратных клапанах, предназначенных для пропускания
значительных расходов, запорно-регулирующие элементы уста-
навливают в специальных направляющих, обеспечивающих его
перемещение только в одном рабочем направлении.
При повышенных требованиях к герметизирующим свойствам
клапанов их запорно-регулирующие элементы снабжаются эла-
стичными уплотнениями. Обычно этот прием используется, если
клапан применяется в системах низкого давления.
В тех случаях, когда необходимо при наличии гидравлического
управляющего сигнала пропускать поток в обоих направлениях,
а при отсутствии сигнала управления — в одном направлении,
применяют обратные управляемые клапаны, называемые одно-
сторонними гидрозамками. Схема одностороннего гидрозамка
приведена на рис. 118, а. Он содержит элементы обратного кла-
пана (седло и запорно-регулирующий элемент с пружиной), а также
поршень с толкателем.
Если давление в гидролинии3 отсутствует, то при прямом дви-
жении жидкости от гидролинии 2 к гидролинии 1 запорно-регули-
рующий элемент отжимается от седла, а поршень с толкателем
перемещаются вправо. При изменении направления потока в гид-
ролиниях 1 и 2 запорно-регулирующий элемент прижимается
к седлу и движение жидкости прекращается.
Если в гидролинии 3 создать давление управления, то поршень
с толкателем переместятся влево. При этом толкатель отожмет
запорно-регулирующий элемент от седла и жидкость будет прохо-
дить через открытое рабочее окно независимо от направления дви-
жения.
Условное изображение одностороннего гидрозамка показано
на рис. 118, б.
Если гидродвигатель, к ведомому звену которого приложена
односторонняя нагрузка, регулируется с помощью золотникового
гидрораспределителя, то при отсутствии сигнала управления
Рис. 117. Обратные гид рок ла-
паны
Рис. 118. Односторонний гидрозамок
169
Рис. 119. Двухсторонний гидрозамок
ведомое звено гидродвигателя будет перемещаться за счет пере-
течки жидкости между рабочими полостями. Скорость его пере-
мещения обычно определяется величиной односторонней нагрузки
и перетечек. Для останова и запирания гидродвигателей в подоб-
ных случаях применяются двухсторонние гидрозамки, имеющие
два управляемых обратных клапана, позволяющих при отсутствии
управляющего сигнала запирать рабочие полости гидродвигателей
и исключать самопроизвольное движение их ведомых звеньев.
На рис. 119, а приведена схема двухстороннего гидрозамка.
Гидролинии 2 и 3 подсоединяются к гидрораспределителю, а гидро-
линии 1 п 4 — к рабочим полостям гидродвигателя. Если сигнал
управления отсутствует, а к ведомому звену гидродвигателя при-
ложена односторонняя внешняя нагрузка, то в результате повыше-
ния давления в его рабочих полостях в зависимости от знака
нагрузки один из обратных клапанов будет под действием этого
давления закрываться и запирать соответствующую рабочую
полость гидроцилиндра. При смещении распределителя в резуль-
тате повышения давления в одной из исполнительных гидролиний
поршень гидрозамка сместится в сторону, его толкатель отодвинет
от седла один из запорно-регулирующих элементов, а другой
запорно-регулирующий элемент клапана откроется за счет потока
рабочей жидкости.
Условное изображение двухстороннего гидрозамка показано
на рис. 119, б.
§ 2.	ПЕРЕЛИВНЫЕ И ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАНЫ
Для ограничения или поддержания давления в гидролиниях
путем непрерывного или эпизодического слива рабочей жидкости
служат напорные клапаны. В зависимости от функционального
назначения их принято делить на предохранительные и перелив-
ные клапаны, несмотря на идентичность конструкций.
Предохранительными клапанами называются напорные гидро-
клапаны, предназначенные для предохранения объемного гидро-
привода от давления, превышающего установленное, путем слива
жидкости в моменты увеличения этого давления.
Напорные клапаны называются переливными, если они пред-
назначены для поддержания заданного давления путем непрерыв-
ного слива рабочей жидкости во время работы,
170
Схема простейшего напорного клапана прямого действия при-
ведена на рис. 120, а. В корпусе 2 имеются два отверстия: сквоз-
ное — для подсоединения клапана к гидролинии, в которой тре-
буется обеспечить ограничение давления, и отверстие для подсоеди-
нения к сливной гидролинии. В корпусе размещены запорно-
регулирующий элемент /, пружина 4, опора 5 и регулировочный
винт 3.
В качестве запорно-регулирующего элемента 1 служит шарик,
который под действием усилия пружины 4 садится в гнездо и
закрывает рабочее окно клапана. При повышении давления в за-
щищаемой клапаном гидролинии на шарик будет действовать
усилие, развиваемое пружиной, шарик отойдет от седла и про-
пустит часть жидкости на слив, ограничивая подводимое давление.
С увеличением расхода через клапан на слив (?сЛ будет увеличи-
ваться отжим шарика и, следовательно, сжатие пружины. Поэтому
с увеличением расхода QCJ1 будет увеличиваться и давление в защи-
щаемой гидролинии. Характер изменения давления перед напор-
ным клапаном от расхода Qn, потребляемого нагрузкой, показан
сплошной линией на рис. 122,
Несмотря на простоту, такие напорные клапаны имеют ряд
недостатков. Один из них — неустойчивая работа клапана при
малых расходах на слив. В этом случае шарик, не имеющий спе-
циальных направляющих, совершает колебания в направлении,
перпендикулярном к оси гнезда, и разбивает гнездо. Поэтому
такие напорные клапаны применяются в качестве предохранитель-
Рис. 120. Напорные гидроклапаны
прямого действия
Рис. 121. Напорный гидро-
клапан непрямого дей-
ствия
171
ных в системах низкого давления, так как в этом случае клапан
работает эпизодически.
В качестве переливных клапанов по этой причине применяются,
как правило, клапаны с золотниковым распределителем или так
называемые плунжерные клапаны, схема одного из которых при-
ведена на рис. 120, б.
В обоих случаях давление в напорной гидролинии устанав-
ливается с помощью регулировочных винтов, обеспечивающих
требуемый натяг пружин.
Недостаточный контакт запорно-регулирующего элемента с сед-
лом при давлениях, близких к давлению настройки клапана,
схема которого приведена на рис. 120, а, отсутствует в напорных
клапанах с индикаторным стержнем. На рис. 120, в приведена
одна из возможных схем напорного клапана с индикаторным
стержнем, на основе которой разрабатываются клапаны на давле-
ния до 50 МПа. Он состоит из запорно-регулирующего элемента
(шарика) /, поджимающей его пружины 6, поршня 5 с централь-
ным отверстием, силовой пружины 3 и индикаторного стержня 4,
закрепленного в корпусе 2.
При повышении давления в напорной гидролинии шарик 1
вместе с поршнем 5 начнет опускаться, преодолевая усилие пру-
жины 3. При этом контакт шарика и седла будет увеличиваться.
Отрыв шарика от седла произойдет тогда, когда шарик, опускаясь,
сядет на торец индикаторного стержня и четко откроет проходное
рабочее окно клапана.
Условное изображение напорного клапана прямого действия
показано на рис. 120, г.
Рассмотренные напорные гидроклапаны прямого действия
просты, надежны и обладают высоким быстродействием. Однако
с увеличением мощности их размеры, в основном за счет размеров
пружин, сильно возрастают.
Одним из способов уменьшения пружин является снижение
усилий, действующих на подвижные элементы клапана со стороны
жидкости. Для этого иногда подвижные элементы снабжают ми-
ниатюрным дифференциальным гидроцилиндром. Однако внесен-
ные дополнительно силы контактного трения ограничивают воз-
можности этого способа.
На практике мощные напорные клапаны выполняют в виде
клапанов непрямого действия, в которых управление основным
клапаном осуществляется с помощью вспомогательного клапана
небольшой мощности, имеющего малые габариты.
Схема одного из напорных клапанов непрямого действия при-
ведена на рис. 121, а. Основной клапан 7, который садится в седло,
размещенное в корпусе 4, выполнен вместе с поршнем 6. Вспомога-
тельный клапан, управляющий основным, содержит запорно-регу-
лирующий элемент /, силовую пружину 2, регулировочный винт 3
и постоянный дроссель 8. Рабочее окно управляющего клапана 41
постоянный дроссель соединены гидролинией, которая образует
172
Рис. 122. Характер изменения давления в напор-
ной гидролинии в зависимости от потребляемого
нагрузкой расхода для напорных гидроклапанов
междроссельную камеру. К ней подсоединена рабочая камера
поршня 6 клапана. Пружина 5 служит для обеспечения прижима
клапана 7 к седлу в момент пуска гидросистемы. В рабочем диапа-
зоне изменения давления в напорной гидролинии на работу кла-
пана она практически не влияет.
При давлении в напорной гидролинии, меньшем давления
настройки напорного клапана, запорно-регулирующий элемент 1
усилием пружины 2 закрывает рабочее окно вспомогательного
клапана. При этом давление в рабочей камере поршня 6 равно
давлению с его противоположной стороны. Поскольку эффектив-
ная площадь штока поршня 6 и площадь клапана 7 выбираются
равными, то суммарное усилие на клапан, создаваемое давлением
жидкости, будет равно нулю. Поэтому рабочее окно основного
клапана под действием пружины 5 будет закрыто.
При возрастании в напорной гидролинии давления выше значе-
ния, на которое настроена пружина 2, запорно-регулирующий
элемент 1 отожмется от седла. Появление расхода через вспомога-
тельный клапан благодаря падению давления на постоянном
дросселе 8 приведет к уменьшению давления в рабочей полости
поршня 6, который под действием давления в линии нагнетания
сместится и откроет рабочее окно основного клапана. Давлений
в напорной линии упадет, давление в рабочей полости поршня 6
уменьшится и он снова прикроет рабочее окно основного клапана.
Величина давления в напорной гидролинии клапана непрямого
действия определяется величиной сжатия пружины 2, которое
осуществляется регулировочным винтом 3. Благодаря малым
расходам через вспомогательный клапан усилие пружины 2 при
изменении расхода QH изменяется незначительно, поэтому и на-
порное давление изменяется незначительно.
На рис. 122 штриховой линией показан характер изменения
давления в напорной гидролинии от расхода QH, потребляемого
нагрузкой, для напорного клапана непрямого действия. Крутизна
изменения этой зависимости значительно меньше, чем у клапана
прямого действия.
На рис. 121, б показано условное изображение напорного кла-
пана непрямого действия. Допускается и упрощенное изображение
(см. рис. 120, г).
173
§ 3.	РЕДУКЦИОННЫЕ ГИДРОКЛАПАНЫ
Редукционными клапанами называются гидроклапаны, пред-
назначенные для уменьшения давления в гидролинии, отводимой
от основной линии, и поддержания этого давления или перепада
давления на постоянном уровне.
Редукционные гидроклапаны используются в случаях, когда
к гидролинии, давление в которой выше, чем требуется потреби-
телю, подключается один или несколько потребителей, рассчитай-
ных на разное давление питания. Редукционные клапаны приме-
няются также для уменьшения и стабилизации давления питания
в предварительных каскадах усиления гидравлических усилите-
лей, а также для обеспечения постоянного перепада давления на
регулируемых дросселях регуляторов потока.
Схема редукционного клапана прямого действия приведена на
рис. 123, а. Его запорно-регулирующим элементом служит одно-
щелевой золотник 1. В корпусе 2 клапана расположены также
пружина 3 с опорами и регулировочный винт 4, обеспечивающий
необходимую степень сжатия пружины 3. Давление напора рн,
подводимое к рабочей полости золотника /, не оказывает на него
силового воздействия в осевом направлении, так как эффективные
площади буртов золотника равны. Основными осевыми силами,
действующими на золотник клапана, являются: сила пружины,
сила, обусловленная давлением на выходе клапана, и сила,
обусловленная давлением в сливной гидролинии. Очевидно, что
положение золотника 1 благодаря пружине 3 будет определяться
величиной разности редуцируемого давления рред и давления
слива рсЛ. С увеличением этой разности золотник будет прикрывать
рабочее окно клапана, уменьшая подачу жидкости на выходе кла-
пана, что приведет к уменьшению разности перепада давления на
клапане до величины, на которую настроен редукционный клапан.
Если же вследствие увеличения расхода на выходе редукционного
клапана давление рред уменьшится, то под действием усилия пру-
жины 3 золотник 1 приоткроет
рабочее окно клапана и редуци-
руемое давление восстановится.
Поскольку редуцируемое дав-
ление или разность рред — рсл
постоянно сравнивается с усилием
пружины, зависящим от поло-
жения запорно-регулирующего
элемента клапана, а это положение
зависит от расхода на выходе ре-
дукционного клапана, то с увели-
чением этого расхода будет умень-
шаться и давление рред. Эта
Рис. 123. Схемы редукционных клапа-
нов
174
особенность характеристики уже рассматривалась применительно
к напорным клапанам (см. рис. 122).
Так же, как и в напорных клапанах, уменьшение зависимости
давления от потребляемого расхода имеет место при использовании
редукционных клапанов непрямого действия.
Одна из распространенных схем редукционного гидроклапана
непрямого действия приведена на рис. 123, б. Основной клапан 5
управляется с помощью вспомогательного, состоящего из запорно-
регулирующего элемента /, пружины 2, регулировочного винта 3
и постоянного дросселя 6. Междроссельная камера, образованная
постоянным дросселем 6 и рабочим окном вспомогательного кла-
пана, соединена гидролинией с рабочей камерой клапана 5, в кото-
рой расположена пружина 4У открывающая рабочее окно клапана
5 при давлениях на выходе редукционного клапана ниже заданных.
Если расход, потребляемый нагрузкой на выходе редукцион-
ного клапана, уменьшится, то в некоторый момент времени давле-
ние рред сначала увеличится, что приведет к увеличению давления
в междроссельной камере вспомогательного клапана. При этом
запорно-регулирующий элемент 1 отожмется от седла и пропустит
часть расхода на слив. В результате появления этого расхода
благодаря наличию постоянного дросселя 6 давление в междрос-
сельной камере вспомогательного клапана уменьшится и клапан 5
под действием превышающего давления рред переместится в сторону
уменьшения проходного сечения его рабочего окна, в данном
случае — вверх. Приток энергии, поступающей из напорной
гидролинии в полость редуцируемого давления, уменьшится, и
давление рред достигнет значения, заданного настройкой вспомога-
тельного клапана.
Условное изображение редукционного клапана показано на
рис. 124, а. На рис. 124, б в условных изображениях показана
схема регулятора потока, предназначенного для обеспечения
расхода в отводимой гидролинии, пропорционального открытию
регулируемого дросселя и независящего от давления в подводимом
и отводимом потоках рабочей жидкости. Эта независимость обеспе-
Рис. 124. Условное изображение и примеры применения редук-
ционных клапанов
175
чивается за счет стабилизации перепада давления Дрд =	— р2
на регулируемом дросселе с помощью редукционного клапана,
т. е. за счет обеспечения Дрд = const.
В качестве примера применения редукционного клапана для
понижения и стабилизации давления питания, подводимого к дрос-
селирующему гидрораспределителю первого каскада усиления
гидравлического усилителя мощности, показанного на рис. 63,
может служить схема, приведенная на рис. 124, в. Здесь понижается
и поддерживается постоянным давление питания двухщелевого
дросселирующего гидрораспределителя сопло—заслонка, что поз-
воляет обеспечить стабильность статических характеристик этого
гидрораспределителя независимо от изменения давления в основ-
ной напорной и сливной гидролиниях.
Схема на рис. 124, г иллюстрирует запитку нескольких потре-
бителей с разным давлением питания рн1 =/= рн2 =)= рн3, меньшим,
чем давление питания в основной напорной гидролинии рн за
счет установки редукционных клапанов.
§ 4.	ГИДРОКЛАПАНЫ ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТИ, ВЫДЕРЖКИ
ВРЕМЕНИ И РЕЛЕ ДАВЛЕНИЯ
В системах гидроавтоматики часто используются гидроклапаны
последовательности, которые относятся к направляющим гидро-
аппаратам и предназначены для пропускания потока рабочей
жидкости при достижении в нем заданной величины давления.
Обычно такие клапаны содержат цилиндрический золотниковый
направляющий гидрораспределитель и возвратную пружину.
Схема одного из клапанов последовательности приведена на
рис. 125, а.
Если давление в подводящей гидролинии мало, то пружина
отжимает золотник вниз,
б)	г)
Рис. 125. Гидроклапаны по-
следовательности
перекрывая рабочее окно распредели-
теля. С увеличением давления в подво-
дящей гидролинии, которое подводится
и к торцу золотника, золотник, преодо-
левая силу пружины, смещается вверх
и открывает рабочее окно распредели-
теля. Жесткость и натяг пружины,
а также диаметр золотника определяют
давление, при котором смещение золот-
ника обеспечивает пропускание потока
жидкости через рабочее окно от подво-
дящей к отводящей гидролинии.
Г идроклапаны последовательности
могут снабжаться обратным клапаном
между отводящей и подводящей гидро-
линиями для сброса давления в отво-
дящей гидролинии при снятии его в под-
водящей линии. Они могут иметь также
176
Рис. 126. Схема гидроклапана выдержки времени
собой
дроссель в гидролинии, соединяющей торцовую
полость золотника и подводящую гидролинию,
для уменьшения скорости перемещения золотника
и предотвращения резких забросов давления.
Условное изображение гидроклапана последо-
вательности приведено на рис. 125, б.
Управление гидроклапаном последовательно-
сти может осуществляться не только потоком
в подводящей гидролинии, но и потоком от отдель-
ной гидролинии, например дистанционно. Схема
такого клапана приведена на рис. 125, в, а его
условное изображение — на рис. 125, г.
Гидроклапаны последовательности представля
давления с гидравлическим выходом. Однако под реле давления
обычно понимают устройства, выдающие информацию или в виде
механического перемещения выходного звена или в виде электри-
ческого сигнала при достижении в гидролинии заданного давления
жидкости. Обычно реле давления выполняют в виде устройства,
содержащего миниатюрный гидродвигатель с поступательным
движением ведомого звена (гидроцилиндр, мембрана или сильфон),
который в одну сторону перемещается под действием давления
жидкости, а в другую возвращается под действием возвратной
пружины. В конце хода ведомого звена гидродвигателя, определя-
емого давлением рабочей жидкости, обычно ставятся нормально
разомкнутые контакты, которые по достижении заданного давле-
ния замыкаются и выдают соответствующий электрический сигнал.
В конце хода выходного звена реле давления могут устанавли-
ваться также различные направляющие гидрораспределители,
клапаны и т. п.
Для пуска или останова потока рабочей жидкости в одной или
нескольких гидролиниях через заданный промежуток времени
после подачи управляющего сигнала или для осуществления
выдержки времени между двумя следующими одно за другим
движениями исполнительных гидродвигателей или каких-либо
гидроагрегатов служат гидроклапаны выдержки времени.
Обычно работа гидроклапанов выдержки времени основана на
получении заданного интервала времени в результате движения
поршня гидроцилиндра на конечном участке пути. Этот интервал
времени может регулироваться как изменением скорости движения
поршня, так и пути его движения.
Схема простейшего гидроклапана выдержки времени, предназ-
наченного как для пуска, так и для останова потока жидкости
В одной из отводящих гидролиний (рис. 126) позволяет получить
представление о работе других гидроклапанов выдержки времени.
В корпусе 4 расположен поршень 5, который служит одновре-
менно золотником направляющего гидрораспределителя, осуще*
177
ствляющего пуск или останов жидкости в отводящих и подводящей
гидролиниях. Золотник (поршень) 5 в одну сторону, в данном
случае — вверх, перемещается под действием силы пружины 5.
Жидкость, вытесняемая, из управляющей полости поршня,
вытекает в сливную гидролинию через рабочие окна вспомогатель-
ного направляющего гидрораспределителя /.
При подаче сигнала управления в виде давления рупр на
вспомогательный распределитель 1 его золотник, преодолевая
силу пружины, смещается в другое крайнее положение и соединяет
рабочую полость поршня 3 с давлением управления. При этом
поток жидкости проходит через регулируемый дроссель 2, который
и определяет скорость перемещения поршня 3. Через заданный
промежуток времени поршень 3 приходит в другое крайнее поло-
жение, и основной поток направляется в нижнюю отводящую гид-
ролинию.
При снятии сигнала рупр распределитель 1 устанавливается
в исходное положение (см. рис. 126), рабочая полость поршня 3
соединяется со сливом и поршень (он же распределитель) под
действием пружины 5 возвращается в исходное положение. После
этого гидроклапан выдержки времени снова готов к работе.
Время срабатывания простых по конструкции гидроклапанов
выдержки времени, например, таких, как рассмотренный выше
(см. рис. 126), не превышает обычно 300 с. Минимальное значение
этого времени составляет 0,5—1 с. Время выдержки обычно зада-
ется регулируемым дросселем. При этом точность задания явля-
ется невысокой. Причин для этого несколько. Одной из них
является зависимость расхода через регулируемый дроссель от
температуры рабочей жидкости. Кроме того, перепад давления на
дросселе не является постоянным, а зависит от сжатия пружины,
т. е. от положения поршня. Например, в момент включения гидро-
клапана выдержки времени, схема которого приведена на рис. 126,
в начальный момент времени скорость поршня 3 будет больше, чем
его скорость в конце времени работы, так как сжатие пружины 5
приводит к увеличению давления в рабочей полости поршня 3,
уменьшению перепада давления на регулируемом дросселе 2 и
уменьшению расхода через дроссель, определяющего скорость
поршня 3. Скорость поршня зависит также и от сил контактного
трения.
Для расширения диапазона времени выдержки и увеличения
точности срабатывания гидроклапанов выдержки времени вместо
регулируемых дросселей необходимо устанавливать регуляторы
расхода (см. рис. 124, б).
§ 5.	ДЕЛИТЕЛИ ПОТОКА И ГИДРОКЛАПАНЫ
СООТНОШЕНИЯ И РАЗНОСТИ ДАВЛЕНИЙ
Для обеспечения определенного соотношения или равенства
скоростей, например, двух гидродвигателей, расположенных на
значительном расстоянии друг от друга, если к абсолютной вели-
'178
Рис. 127. Схемы делите-
лей потока
чине этих скоростей не предъявляется жестких требований,
применяются гидроклапаны соотношения расходов, предназначен-
ные для поддержания заданного соотношения расходов рабочей
жидкости в двух или более параллельных потоках.
К гидроклапанам соотношения расходов относятся делители
потока, которые предназначены для разделения одного потока
жидкости на два или более потоков и поддержания расходов
в разделенных потоках в определенном соотношении.
На рис. 127, а и б приведены две схемы делителей потоков,
которые отличаются числом дросселирующих элементов, участвую-
щих в разделении и поддержании требуемого соотношения разде-
ленных потоков.
На рис. 127, а приведена схема делителя потоков с клапанными
запорно-регулирующими элементами. Он состоит из блока подвиж-
ных сопл 2, способного перемещаться в осевом направлении отно-
сительно корпуса 3, и двух упоров-заслонок 1 и 4. Положение
блока сопл 2 определяется перепадом давления на его торцах.
В случае увеличения давления на одном из торцов блока сопл, что
соответствует уменьшению расхода, проходящего через сопло,
принадлежащего этому торцу, блок сопл сместится в сторону и
уменьшит противоположный зазор между соплом и заслонкой, что
приведет к уменьшению расхода в другой гидролинии. Из-за
квадратичной зависимости между расходами и перепадами давле-
ния в зазорах регулируемых дросселей, а также нелинейной зави-
симости коэффициентов расхода в этих дросселях точность деле-
ния потока в таком делителе невысокая. Поэтому область его при-
менения распространяется на случаи, когда к точности соотноше-
ния разделяемых потоков не предъявляются высокие требования.
Для разделения потоков на два неравных потока необходимо
диаметры соответствующих сопл выполнить в отношении, которое
требуется от соотношения разделяемых потоков.
В тех случаях, когда к разделяемым потокам предъявляются
высокие требования по точности соотношения, применяют дели-
тели потока, схема одного из которых приведена на рис. 127,
Он состоит из двухщелевого золотникового распределителя 3
и двух постоянных дросселей 1 и 2, которые монтируются обычно
в корпусе 4. При изменении одного из разделяемых потоков в тор-
цовой полости золотникового распределителя 3 изменяется и да-
179
Рис. 128. Гидроклапан соотношения
давлений
Рис. 129. Гидроклапан разности дав-
лений
вление в этой полости. Золотник 3 при этом перемещается в сто-
рону торца с меньшим давлением, выравнивая эти давления с вы-
сокой точностью, достигающей 2—3%. Равенство расходов в раз-
деляемых гидролиниях объясняется равенством перепадов давле-
ний на постоянных дросселях 1 и 2. Ошибка в соотношении раз-
деляемых потоков объясняется наличием контактного трения
в золотнике 3 и отличием реальных характеристик постоянных
дросселей.
Для получения постоянного соотношения двух неравных
потоков необходимо установить постоянные дроссели с разным
гидравлическим сопротивлением в отношении, равном требуемому
соотношению разделяемых потоков.
Для поддержания постоянного соотношения давлений в под-
водимом и отводимом потоках рабочей жидкости применяют
гидроклапаны соотношения давлений. Схема одного из них при-
ведена на рис. 128, а. Он представляет собой однощелевой золот-
никовый цилиндрический распределитель 2 с разной эффективной
площадью сечения золотника. Последнее достигается разными спо-
собами, в том числе и установкой дополнительного плунжера-
толкателя /, как показано на схеме, что является с точки зрения
технологичности наиболее совершенным способом. С помощью
каналов, выполненных в корпусе 3, торцовые камеры распреде-
лителя соединяются с гидролинией, подводящей и отводящей
поток. Изменение давления в одной из этих гидролиний приводит
к перемещению золотника распределителя 2, и соотношение
перепадов давлений восстанавливается. Соотношение перепадов
давлений определяется отношением эффективных площадей золот-
ника, которое обратно пропорционально соотношению перепадов
давлений.
Условное изображение гидроклапана соотношения давлений
приведено на рис. 128, б.
Когда требуется в двух гидролиниях поддерживать постоянную
разность давлений, применяют гидроклапаны разности давлений.
Схема гидроклапана разности давлений, предназначенного
для поддержания постоянной заданной разности давлений в под-
водимом и отводимом потоках рабочей жидкости, приведена
180
на рис. 129, а. В его корпусе 1 размещены однощелевой цилиндри-
ческий золотниковый дросселирующий гидрораспределитель 2
и силовая пружина 3. Торцовые полости золотника соединены
каналами с гидролиниями, по которым проходят подводимый
и отводимый потоки рабочей жидкости. Разность перепадов давле-
ний на торцах золотника, следовательно, и в отводящей и под-
водящей гидролиниях, определяется отношением силы сжатия
пружины 3 и эффективной площади сечения цилиндрического
золотника. Поэтому для обеспечения требуемой разности давле-
ний в подводящей и отводящей гидролиниях необходимо изменять
натяг пружины 3. Обычно такие гидроклапаны снабжаются регу-
лировочным винтом (на схеме не показан).
Условное изображение гидроклапана разности давлений пока-
зано на рис. 129, б.
Гпава
V!
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫЕ
УСТРОЙСТВА
§ 1. ЭЛЕМЕНТЫ ЦИФРОВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
В Ы Ч ИС Л ИТЕЛ ЬН Ы X УСТРОЙСТВ
Большинство цифровых гидравлических вычислительных уст-
ройств использует разнообразные типы усилительно-преобразу-
ющих элементов, называемых обычно гидрореле. Некоторые из
этих элементов содержат золотниковые или клапанные распре-
делители, регулирующие элементы которых жестко связаны с ми-
ниатюрными гидродвигателями, ведомыми звеньями которых могут
служить сами золотники, специальные плунжеры, мембраны или
сильфоны. Особое место среди элементов гидравлических вычис-
лительных устройств занимают струйные элементы, в которых
отсутствуют механические подвижные части.
На рис. 130 приведена схема гидрореле с клапанным распре-
делителем. Оно состоит из гидроцилиндра 2 с двухсторонним што-
ком и двух сопл 1 и 4, размещенных в корпусе 3. Торцы штоков
гидроцилиндра 2 служат в качестве запорно-регулирующих эле-
ментов клапанных распределителей. Поршень гидроцилиндра 2
может занимать два крайних положения в зависимости от давле-
ний в его рабочих полостях, которые подаются по гидролиниям Л3
и Л4. На рис. 130 гидрореле находится в состоянии, соответству-
ющем соединению гидролинии Л4 с давлением напора, а гидро-
линии Л3 — с давлением слива. Поршень гидроцилиндра 2 под
действием сил, обусловленных давлением питания, смещен вправо.
При этом гидролиния Л6 соединена с гидролинией Л5, а гидро-
линия Лх изолирована от гидролинии Л2, так как правый торец
поршня плотно ложится на торец сопла 4. Если гидролинию Л3
соединить с давлением напора, а гидролинию Л4 — с давлением
слива, то поршень гидроцилиндра 2 сместится влево, изолирует
гидролинию Л5 от гидролинии Л6 и соединит между собой гидро-
линии Лх и Л2.
Достоинством рассмотренного гидрореле является возможность
обеспечения малого хода поршня и сравнительная простота кон-
струкции. Однако при его изготовлении и эксплуатации по-
являются трудности технологического характера, связанные со
сложностью обеспечения концентриситета сопрягающихся ци-
182
линдрических поверхностей гидрореле, и опасность заклинивания
поршня из-за его относительно небольшой длины.
Более просты в технологическом отношении гидрореле с золот-
никовыми распределителями (рис. 131, а—в).
Схема двухлинейного гидрореле приведена на рис. 131, а.
Золотник /, размещенный в корпусе 3, отжимается вверх пружи-
ной 2. В таком положении гидролинии Лг и Л3, представляющие
собой сверления в корпусе 3, ось которых перпендикулярно пере-
секается с осью золотника /, сообщаются между собой через
полость, образованную шейкой золотника /, его буртами и ци-
линдрической поверхностью отверстия в корпусе 3. При подаче
давления в гидролинию Л2 золотник 1 сместится вниз, а его верх-
ний бурт перекроет гидролинии и Л3.
Недостатком таких гидрореле является зависимость положения
золотника от величины давления управления, подаваемого в ги-
дролинию Л2, ввиду применения возвратной пружины 2 с конеч-
ной жесткостью.
Этот недостаток отсутствует у гидрореле, показанного на
рис. 131, б. Здесь возвратная пружина заменена плунжером-
толкателем 3, сечение которого меньше сечения золотника 2.
В корпусе 1 гидрореле выполнены сверления, являющиеся кана-
лами гидрораспределителей Ль Л2 и Л4. Гидролиния Л3 является
управляющей. Это гидрореле содержит трехлинейный гидро-
распределитель.
При отсутствии давления в управляющей гидролинии Л3
золотник 2 поднят. Гидролиния Л2 соединена с гидролинией Л4,
а гидролиния Л4 заглушена (см. рис. 131, б). Если гидролинию Л3
соединить с давлением напора, то золотник 2 сместится вниз
до упора, заглушит гидролинию Л2 и соединит между собой гидро-
линии Лг и Л4.
Наиболее технологичным, простым и удобным для построения
любых логических схем является гидрореле с золотниковым
гидрораспределителем (рис. 131, в). Оно состоит из золотника 1
и корпуса 2. Распределитель здесь пятилинейный. Давление упра-
вления к торцам золотника подводится через гидролинии Л4
и Л7.
Рис. 130. Схема клапанно- поршне-
вого гидрореле
Рис. 131. Схемы гидрореле с золот-
никовыми распределителями
183
В верхнем положении золотник соединяет между собой попарно
гидролинии Л3—Лъ и Л2— Л6. Гидролиния Лх заглушена.
Если золотник находится в нижнем положении, то между собой
соединяются гидролинии Л2 — Лъ и Лг — Л6. При этом глушится
гидролиния Л3.
Такие гидрореле, кроме указанных преимуществ, имеют высо-
кую надежность, возможность непосредственного управления
гидродвигателями, низкую стоимость, малые габаритные размеры,
экономичны в потреблении энергии и отличаются высокой частотой
переключения (для золотников диаметром до 3 мм и давлении
20 МПа — до 6000 1/с).
В гидрореле, схемы которых приведены на рис. 130 и 131,
несмотря на их высокую надежность, имеется опасность заклини-
вания подвижных элементов в результате попадания в радиальные
зазоры твердых механических частиц.
Этот недостаток отсутствует у гидрореле клапанно-мембран-
ного типа, схема которого приведена на рис. 132. Его подвижный
элемент представляет собой два диска 2 и 5, жестко связанных
между собой стойкой 7. Верхняя, нижняя и средняя камеры
гидрореле отделены одна от другой мембранами 3 и 4, выполня-
емыми обычно из резино-тканевых материалов. К перечисленным
камерам подсоединены соответственно гидролинии Л2, Лб и Л4<
Подвижный элемент под действием перепада давления в верхней
и нижней камерах гидрореле может находиться в нижнем или верх-
нем положениях. Как показано на рис. 132, диск 5 закрывает
сопло 6 и глушит гидролинию Л4, а образовавшийся зазор между
диском 2 и соплом 1 соединяет между собой гидролинии Лг и Л3.
Если давление управления подать в гидролинию Л2, а Лб соеди-
нить со сливом, то подвижный элемент опустится, диск 2 закроет
сопло 1, заглушив гидролинию Л3, а появившийся зазор между
диском 5 и соплом 6 соединит гидролинии Л± и Л4.
Гидрореле клапанно-мембранного типа из-за невысокой проч-
ности мембран обычно работают на низком давлении (до 0,3 МПа)
и поэтому имеют невысокую частоту переключения (до 20 1/с).
Рис. 132. Схема
кла панно-мембран-
ного гидрореле
Рис. 133. Схема струй-
ного гидрореле
Рис. 134. Схема тур-
булентного струйного
гидрореле
184
Все гидравлические элементы, имеющие подвижные механи-
ческие детали, подвержены износу. Этот недостаток отсутствует
у гидравлических элементов, работающих на принципах струйной
техники.
В цифровых гидравлических вычислительных устройствах,
построенных на струйных элементах, используются струйные
гидрореле, работающие в основном на двух принципах.
На рис. 133 приведена схема струйного гидрореле, работа
которого основана на прилипании потока, вытекающего из ка-
меры 5, к наклонной близлежащей (в данном случае нижней)
стенке, если давление в камере 4, являющейся управляющей,
не подводится. Поток питания направляется к камере 2. Камера 3
соединена со сливом.
При подаче давления управления в камеру 4 поток, вытека-
ющий из камеры 5, отрывается от наклонной стенки и попадает
в камеру /. Давление в камере 2 становится равным сливному.
При снятии сигнала управления (давления) в камере 4 поток пита-
ния снова прилипнет к наклонной стенке, в камере 2 появится
давление, а в камере 1 оно упадет до сливного.
Струйные элементы такого типа могут обеспечить устойчивое
управление от 3 до 6 аналогичных элементов. Частота их пере-
ключения достигает 3000—6000 1/с.
Схема другого струйного гидрореле приведена на рис. 134.
Его часто называют турбулентным усилителем. Режим течения
струи питания в нем подбирается таким, чтобы у среза приемного
канала, к которому подсоединена гидролиния Лх, струя была
ламинарной и близкой к турбулентному режиму течения. При
подаче давления к гидролинии Л2 поток питания в результате
возмущения турбулизуется и давление в приемном канале падает.
При снятии давления управления в гидролинии Л2 поток питания
снова становится ламинарным и давление в приемном канале уве-
личивается.
Для управления турбулентным усилителем могут использо-
ваться не один, а несколько каналов управления. Такое гидрореле
будет срабатывать при подаче давления в любой из этих каналов.
Один турбулентный усилитель может управлять десятью та-
кими же усилителями. Однако частота его переключений соста-
вляет 300—600 1/с. Кроме того, работа турбулентных усилителей
критична к изменению вязкости рабочей жидкости, следова-
тельно, и к изменению ее температуры.
§ 2. ДИСКРЕТНЫЕ ЛОГИЧЕСКИЕ УСТРОЙСТВА
* 1
С помощью гидрореле и различных клапанов можно выполнить
любые логические операции, строить вычислительные устройства
и машины с блоками памяти.
Ниже приведены лишь некоторые схемы дискретных уст-
ройств.
185
Рис, 135. Схемы логических элементов «ИЛИ»
На рис. 135, а—г показаны различные варианты схем реализа-
ции логической операции «ИЛИ», которая обеспечивает на вы-
ходе сигнал, если на входе появляется один из двух сигналов
управления. Как видно из рисунка, данная логическая операция
может быть успешно реализована с помощью совершенно различ-
ных элементов. Для этого-можно использовать простейший четы-
рехлинейный гидрораспределитель (рис. 135, а), сложный пяти-
линейный гидрораспределитель с постоянным подпором в одной
из гидролиний управления (рис. 135, б), комбинацию из двух
обратных клапанов (рис. 135, г), клапаны струйного типа
(рис. 135, в). Последний содержит два канала управления, рас-
положенных один относительно другого под небольшим углом,
приемный канал и камеру слива. Подача сигнала в любой из
управляющих каналов приведет к появлению сигнала в приемном
канале.
На рис. 136, а—в показаны примеры реализации логической
операции «И», которая обеспечивает на выходе сигнал только при
наличии двух сигналов управления. Если один из сигналов отсут-
ствует, то на выходе сигнал будет также отсутствовать. Эта опе-
рация может быть реализована, например, с помощью четырех-
линейного гидрораспределителя с постоянным давлением подпора
в одной из управляющих гидролиний и частичным использованием
рабочих окон (рис. 136, а), с помощью простейших клапанов
(рис. 136, в), а также на основе струйной техники (рис. 136, б).
Струйный логический элемент «И» представляет собой сочетание
пяти каналов, расположенных под определенными углами в одной
плоскости. Каналы управления расположены один относительно
186
другого под углом, при котором струя, вытекающая только из
Одного канала управления, не попадает в отверстие приемного
канала, а попадает прямотоком в соответствующий сливной канал.
Если на входы будут поданы два сигнала одновременно, то при
выходе из каналов управления потоки встретятся под углом,
определяемым углом схождения каналов управления, и в резуль-
тате искажения траектории движения потоков суммарный поток
попадает в приемный канал, а на выходе элемента появится сигнал.
На основе гидрореле можно создать генераторы колебаний.
На рис. 137 приведена схема генератора колебаний, состоящего
из двух гидрореле с пятилинейными распределителями и соот-
ветствующих гидролиний. Распределители показаны в состоянии,
после которого распределитель 1 начнет перемещаться вниз.
Дойдя до крайнего нижнего положения, он соединит верхнюю
гидролинию управления распределителя 2 со сливом, а нижнюю —
с нагнетанием. После этого распределитель 2 начнёт перемещаться
вверх. В верхнем положении он соединит нижнюю гидролинию
управления распределителя 1 с нагнетанием, а верхнюю — со
сливом и заставит распределитель / двигаться вверх и т д. Съем
сигнала с генератора колебаний может осуществляться с любой
гидролинии управления одного из распределителей, например,
как показано на рис. 137.
Изменение частоты колебаний такого генератора можно про-
изводить как изменением давления питания, так и изменением
гидравлического сопротивления одной из линий управления лю-
бого распределителя за счет установки, например, регулируемого
дросселя. Если сопротивление гидролиний или установленного
дросселя будет зависеть от температуры (вязкости жидкости),
то и частота колебаний генератора будет зависеть от температуры
рабочей жидкости.
На рис. 138 приведена схема триггера с двумя входами, ра-
бота которого основана на эффекте прилипания струи питания
к близко расположенной наклонной стенке. Жидкость, вытекаю-
щая из канала питания / в зависимости от предыстории прилипает
к одной из стенок центральной камеры и попадает в соответствую-
щее. 137. Схема генератора коле-
баний на пятилинейных гидро-
распределителях
Рис. 138. Схема струйного
триггера с дв умя входами
187
щий приемный канал 4 или 5, откуда снимается сигнал выхода.
Избыток жидкости через соответствующие каналы сливается в от-
верстия 3 и 6 с давлением слива. Если в канал управления 2 или 7
подать сигнал давления, стремящийся оторвать струю питания
от стенки центральной камеры, то после отрыва она прилипнет
к другой стенке и останется в этом же состоянии даже после сня-
тия переключившего ее сигнала управления. Теперь сигнал вы-
хода появится в другом приемном канале.
Простота и высокая надежность такого триггера очевидны.
Для сравнения следует отметить, что для реализации триггера
с двумя входами на гидромеханических реле с направляющими
распределителями необходимо от двух до четырех гидрореле и
клапанов в зависимости от типа или схемы гидрореле.
В качестве примера реализации триггера с одним входом на
пятилинейных гидрораспределителях может служить схема, при-
веденная на рис. 139. Каждый распределитель этого триггера вы-
полняет свои функции. Распределитель 4 осуществляет функцию
памяти, распределитель 3 записывает входной сигнал в ячейку
памяти, распределитель 2 стирает входной сигнал из ячейки па-
мяти и распределитель 1 переключает входной сигнал либо на
запись в ячейку памяти, либо на стирание предыдущего входного
сигнала.
На рис. 140 показано положение распределителей во время
прохождения входных сигналов, поступающих в виде импульсов.
Направление стрелок в соответствующих графах показывает по-
ложение распределителей в момент прохождения входного сиг-
нала. Выходной сигнал записан в двоичном коде: рсЛ = 0; рн =
= 1.
На рис. 141 приведена схема сдвигающего регистра, построен-
ного на пятилинейных гидрораспределителях с давлением под-
пора рпп = 0,5рн при рсЛ = 0. Сдвигающий регистр состоит из
ряда ячеек, каждая из которых включает в себя три идентичных
гидрораспределителя. Первый разряд регистра отличается от
Рис. 139. Схема триггера с одним
входом на пятилинейных гидро рас-
пределите лях
Рис. 140. График положе-
ния распределителей и вы-
ходного сигнала в зависи-
мости от входного им-
пульса
188
Рис. 141. Схема сдвигающего регистра на пятилинейных гидро-
рас пределителях
последующих только коммутацией гидролиний на первом золот.
нике. Остальные разряды однотипны и построены по схеме, соот.
ветствующей схеме разряда, обведенного на рис. 141 штрихпунк.
тирной линией.
Первый входной импульс проходит только на распределитель
1.1, опускает вниз распределитель 1.2, который также опускает
распределители 1.3 и 1.1. После снятия импульса в верхнее поло-
жение поднимается только распределитель 1.2. Распределители
1.1 и 1.3 остаются в нижнем положении благодаря способности
распределителя 1.3 обладать памятью.
Следующий импульс проходит на второй разряд через распре-
делитель 1.1 и процесс переключения распределителей повторя-
ется.
Третий импульс на третью ячейку поступает через распреде-
литель 2.1.
На выходе каждого разряда во время прохождения входного
сигнала будет появляться выходной сигнал. Запоминание вход-
ных импульсов происходит в разрядах, соответствующих номеру
импульса.
Приведение сдвигающего регистра в исходное состояние про-
изводится путем снятия давления питания рн.
§ 3. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКАЯ АНАЛОГИЯ
Аналоговые гидравлические вычислительные устройства рабо-
тают аналогично электрическим аналоговым вычислительным
устройствам. Основанием для этого служит электрогидравличе-
ская аналогия, которая позволяет изучать процессы, происхо-
дящие в гидравлических устройствах на основе уже хорошо раз-
работанных методов составления схем и исследования электри-
ческих устройств.
На рис. 142, а и б приведены простейшие схемы соответственно
электрической и гидравлической цепей.
189

Рис. 142. Схема двух аналогичных цепейл
а — электрической; б — гидравлической
Уравнение электрической
известного уравнения
цепи может быть записано в виде
Ли = RI4- L ~ 4- -1- J i dt.	(6.1)
Падение давления
из падения давления
на капилляре Дрк:
на гидравлической цепи Дрц складывается
на гидравлическом аккумуляторе Дрга и
Дрц = Дрк + Дрга.
Если допустить, что начальный участок на капилляре прене-
брежимо мал, скорость жидкости в сечении капилляра одинакова
и равна ее среднему значению, то потери давления на капилляре
можно записать в виде
ДРк = kPQQ +	-f- •	(6.2)
Потери давления на гидроаккумуляторе пропорциональны пере-
мещению поршня из нейтрали ха и обратно пропорциональны его
площади fa:
ДРгз = -р	(6.3)
Перемещение же поршня гидроаккумулятора связано с расходом
зависимостью
xa = ^-(Qd/.	(6.4)
/а J
Таким образом, падение давления на рассматриваемой гидра-
влической цепи с учетом уравнений (6.2), (6.3) и (6.4) можно выра-
зить уравнением
= kpQQ 4- -Л -4 + т ( Q dt.	(6.5)
/к Ul la J
Сравнивая полученное уравнение с уравнением электрической
цепи (6.1), можно сделать заключение об их полной идентичности.
Поэтому уравнение (6.5) можно записать в ином виде
Дрц = RFQ + L, £ 4- J Q dt,	(6.6)
где
Не 1. , _ р!к Г кг ] ,	fa Г м5 ]
М5 J »	— fK L м’ J ’ Сг — с8 L н J *
Rp pQ
190
§ 4. ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ РЕШАЮЩИХ
УСИЛИТЕЛЕЙ
' Гидравлические решающие усилители, как и электрические,
предназначены для выполнения таких математических операций,
как, например, суммирование, интегрирование, дифференциро-
вание, умножение на постоянный коэффициент, а также в спе-
циальном исполнении — для возведения в степень, нахождения
тригонометрических функций, перемножения и др.
Гидравлический решающий усилитель (рис. 143) состоит из
собственно усилителя /, который называется гидравлическим
операционным усилителем, сопротивления обратной связи 2
и входных сопротивлений <3, которые являются гидравлическими.
^/Обычно в гидравлических решающих усилителях применяются
в качестве сопротивлений так называемые активные гидравличе-
ские сопротивления,” к которым относятся линейные ламинарные
гидродроссели, если частоты, пропускаемые усилителем, невысо-
кие, линейные турбулентные гидродроссели и реактивные гидра-
влические сопротивления, в основном емкостные, к которым отно-
сятся миниатюрные пружинные гидроаккумуляторы.
Реактивным (индуктивным) сопротивлением наряду с активным
обладают капилляры. Однако для получения значительных вели-
чин Lr необходимо или увеличивать длину капилляра или умень-
шать его диаметр, при которых, соответственно, или начинают
проявляться эффекты, связанные с волновыми процессами, или
существенно увеличивается составляющая активного сопротивле-
ния, или появляется опасность выхода из строя капилляра за
счет засорения его канала механическими или смолянистыми ча-
стицами.
Основные типы активных гидравлических сопротивлений уже
были рассмотрены в гл. II, § 1. Для обеспечения высокой точности
работы решающих усилителей обычно применяются активные
гидравлические сопротивления, у которых связь между расходом
и перепадом давления линейна во всем диапазоне частот. Однако
из-за инерционности жидкости эти требования в распространен-
ных ламинарных линейных дросселях соблюдаются только в обла-
сти низких частот. В самом деле, на основании уравнения (6.6)
связь между расходом и перепадом давления на капилляре в опе-
раторной форме = имеет вид:
\	U 4 /
Дрк =4-LrQS,
откуда комплексное сопротивление капилляра равно
ZK = ^- = Z?r(TKS+l),
где Тк =	— постоянная времени капилляра.
/\г
Г9!
Рис. 143. Схема гидравлического
решающего усилителя
Для капилляра диаметром 1,0 мм
при работе с жидкостью АУ при нор-
мальных условиях Тк 0Д1 с.
Таким образом, его сопротивление
можно считать активным до частот
порядка 20 1/с.
В решающих усилителях, кроме
рассмотренных выше простых посто-
янных и настраиваемых дросселей,
часто применяются дроссели —дели-
тели давления. Схема одного из них
приведена на рис. 144. Поток жидкости, попадая в среднюю кольце-
вую проточку корпуса /, проходит по двум винтообразным кана-
вкам соответствующих половин 2 и 3 стержня дросселя. Соотно-
шение длин этих канавок обеспечивается вращением регулиро-
вочного винта 4.
Гидравлические емкостные сопротивления, в качестве которых
служат гидравлические аккумуляторы, по конструктивным призна-
кам делятся на поршневые, мембранные и сильфонные (рис. 145, а,
б и в).
Гидроаккумуляторы мембранного типа (рис. 145, б) применя-
ются при работе на низких давлениях. Если мембраны выполнены
из резино-тканевых материалов, то допустимая величина давления
составляет 0,5 МПа. Для металлических мембран она увеличива-
ется до 1—2 МПа. На более высоких давлениях, составляющих
5—10 МПа, применяются гидроаккумуляторы с сильфоном
(рис. 145, в). Гидроаккумуляторы с поршнем (рис. 145, а) предназ-
начены для высоких давлений (20 МПа и более). При низких да-
влениях из-за наличия сил контактного трения в поршне поршне-
вые гидроаккумуляторы в решающих усилителях, как правило,
не применяются, так как контактное трение сильно искажает
сигналы управления.
На рис. 146, а, б и в показаны также условные изображения
соответственно гидравлического емкостного сопротивления, ли-
нейного активного сопротивления и линейного активного дрос-
селя— делителя давления.
На основании формул (6.3) и (6.4) связь между расходом и пере-
падом давления на емкостном гидравлическом сопротивлении
имеет вид
192
Рис. 145. Схемы гидравлических емкостных сопротивлений
0)
Продифференцировав последнее выражение по t и заменив
d с
= S, можно определить реактивное сопротивление гидроакку-
мулятора как отношение перепада давления на нем к расходу:
(6.7)
Гидравлические операционные усилители в зависимости от кон-
струкции принято делить на мембранные, золотниковые, струй-
ные и комбинированные.
\/ В качестве примера на рис. 147 приведена схема двухкаскад-
ного операционного усилителя мембранного типа. Он состоит из
двух блоков: блока 14 предварительного усиления и сумматора
сигналов и блока 5 усиления мощности.
Блок 14 имеет три камеры, образованные корпусом 10, дисками
11 и 17, жестко связанными стойкой 13, и закрепленными в кор-
пусе с помощью эластичных мембран 12 и 16 соответственно.
Верхняя камера соединяется с гидролинией обратной связи и
гидролиниями входных сигналов. В нижнюю камеру подается
опорное давление, например от редукционного клапана 9. Средняя
камера соединена со сливом. К блоку 14 относится также одноще-
левой дросселирующий гидрораспределитель сопло—заслонка,
состоящий из постоянного дросселя 8, сопла 15 и заслонки, в ка-
честве которой служит нижняя поверхность диска 17. В корпусе 7
блока 5 размещен диск 1, связанный с корпусом эластичной мем-
браной 2. Диск 1 с помощью стержня 4 жестко связан с шариком 6,
который является регулирующим элементом двухщелевого дрос-
селирующего распределителя клапанного типа. Подвижные эле-
менты блока 5 отжимаются вверх пружиной 3. Верхняя камера
блока 5 соединена с выходом блока 14 гидролинией.
Обычно давление на выходе и входе операционного усилителя
изменяется относительно какого-либо начального его значения.
Как правило, начальное давление выбирается равным половине
давления питания. Поэтому в операционном усилителе, приведен-
ном на рис. 147, и опорное давление, снимаемое с редукционного
клапана 9, выбирается также равным половине давления питания,
г
Рис. 146. Условные обозначения гидравли- ЮТ7Л —	|
веских сопротивлений в схемах решающих	—	—---- «
усилителей
а) б) Ъ)
193
Увеличение давления в верхней камере блока 14 благодаря
конечной жесткости эластичных мембран 16 и 12 приведет к сме-
вличе
та ид ни
Вход
Вход
Выход
Выход
772//Лу/;7777Л
теи сле-
ндкости
(е того,
окдения
ых кас-
ка 14
Опи-
/Производит
его инверти-
ска /7, что вызы
ноющей междрос
^еилител^
егулирую}
рта минеральном масле^бд
тёнтьь^быпол йены из рез!
юм; и лимитирует величи!
ткам рассмотренных onepJ
— _-.
КОМ j
^уменьшению
сечения нижнего
седлом, уменьшится, а п,
тши^давле
используются в системе
Ун автоматики (СЭГРА),
1влением до 0,3 МПа. Их
но-тканевых материалов,
у давления питания,
ционных усидит^
иченный непроизводительный^ расход я
и, кро
е npoxi
щению вниз на пропорциональную величинуди
вает увеличение давления в гидролинии, соеди
сельную камеру однощелевого гидрораспределител^ блока 14 и вер
хнюю камеру блока 5. Увеличение этого давления приведет к про
порциональному пере
жины 3.
приведет
площадь
ком 6 и ,_____, ,
увеличится. При уменьше
давление на выходе оперАционногоХус
санный—гвдрашгический' операционки
усиление по мощно*
рование.
Подобные операционные
элементов гид
работающей Щ
упругие элрмТ
что, в рсновно
еПию вниз диска 1 за с^ет сжатия пру-
f опустится такл и ш^рик 6, который
вления в гидролинии выхода, так как
1/а5Ъчего окна, образованного шари-
лощадь речения верхнего окна
верхцей камере
ителя увед
усидитёль
сти входного сигнала дггёлениялГ
дует отнести
через распределитель первого каскада усил^йй^
уменьшенное быстродействие усилителя вследств
сигнала управления через два последовательно соединен
када усиления.
Перечисленные недостатки отсутствуют у операционного уси
лителя, схема которого приведена на р
каскадным. Его две рабочие камеры
эластичными мембранами 4 и 10 И/Дв;
с. 148. ОьСщзЛяе
образвИи^ы коо
алт и СТи(
Рис. 147. Схема двухкаскадного мембран-
ного гидравлического операционного усили-
теля
Рис. 148. Схема однокас-
кадного мембранного гид-
равлического операцион-
ного усилителя
194
связанными между собой стойкой 8. Пропорциональность между
перемещением регулирующего элемента распределителя 9, свя-
занного с диском 3 стержнем 2, и приращением давления в упра-
вляющей верхней камере обеспечивается за счет жесткости пру-
жины 1 и жесткости мембран 4 и 10. Опорное давление может быть
подведено, например, от редукционного клапана 5.
Рассмотренные операционные усилители могут работать на
сравнительно слабо очищенных жидкостях. Размер механических
загрязнений в них обычно определяется средней величиной наи-
меньшего зазора распределителя и составляет 100—300 мкм.
Кроме того, у этих усилителей ограниченный ресурс, который
определяется в основном сроком службы мембран. Материал мем-
браны существенно ограничивает также и диапазон температур
рабочей жидкости.
В этом отношении перспективными являются операционные
усилители, построенные на принципах струйной техники.
i/Одним из элементов струйной техники является струйный
аналоговый усилитель с поперечным взаимодействием струй.
Его работа основана на взаимодействии свободных затопленных
струй. Конфигурация такого элемента показана на рис. 149.
Он представляет собой сложную плоскую полость, ограниченную
с двух сторон плоскими пластинками. Каналы отводятся через
отверстия в одной из этих пластин.
Поток питания, поступающий через отверстия 1 и й, попадает
в ограниченной длины насадок и струя, вытекающая из него, по-
падает в приемные каналы, соединенные соответственно с отвер-
стиями 4 и 5. Отверстия 3 и 6 являются сливными. Отклонение
струи потока питания производится потоками, вытекающими из
каналов управления, соединенных с отверстиями 2 и 7.
Коэффициент усиления струйных усилителей с поперечным
взаимодействием струй, являющийся отношением количеств дви-
жения на выходе и входе, составляет величину порядка 3—3,5,
т. е. такие усилители обладают сравнительно малым коэффициентом
усиления.
Наибольшая величина коэффициента усиления в струйном
усилителе с поперечным взаимодействием струй имеет место при
ширине приемных окон на 30—40% больше, чем ширина сопла
питания, и при расстоянии между соплом питания и приемными
окнами, составляющем 4—5 ширины сопла питания.
Для обеспечения регулировки нуля рассматриваемого струй-
ного усилителя давление питания к соплу питания подводится
через два настраиваемых дросселя. Изменение проводимости этих
дросселей приводит к изменению поля скоростей в области входа
жидкости в сопло питания, что позволяет регулировать ноль уси-
лителя и компенсировать его смещение, обусловленное технологи-
ческими погрешностями.
Для увеличения коэффициента усиления струйные усилители
С поперечным взаимодействием струй соединяют последовательно,
195
обеспечивая многокаскадное усиление. Основной трудностью,
с которой встречаются при многокаскадном соединении струйных
усилителей с поперечным взаимодействием струй для обеспечения
больших коэфф>и1иент
усиления, является увеличение и усиле-
ние шума по отношению неполезному сигналу до величин, приводя-
 
щих к насыщению конечны каскадов. Уровень шума зависит от
давления питания. Чем оно Меньше, тем уровень шума меньше,
так как величина уровня шу
чения струи. Поэтому в. мног
для уменьшения уровня шума давления питания первых каскадов
 
уменьшают, согласовывая их с максим
управления в последующих каск^дах^ Уменьшение давления пи-
тания струйных усилителей может^б^ть -------------------
например, постоянны
щего элемента, как
усилителя с трехка
Незначительный
ления имеют ст
струйУ Схема дн
действием струй
положенных и в
ную перегороди
две камеры 3 и 5.
успокоительные
мерное распредел
часть сопл 2 и 6.
пропорциональна скорости исте-
аскадных струйных усилителях
ь
im значением давления
о
росселе
си
центр
одвод
азан
ные
о из
ве
илит
хем
риведенхна,
ществлено установкой,
питания соответствую-
струйного операционного
цирМ приведенной на рис. 150.
/^/высокий коэффициент уси-
£ встречным взаимодействием
//элементов с встречным взаимо-
c. 151. Он имеет два соосно рас-
апр^йенных сопла 2 и 6 и разделитель-
ным отверстием, которая образует
дкости к соплам осуществляется через
дки 1 и 7, которые обеспечивают равно-
е скоростей при входе жидкости в конусную
Один из способов подключения такого элемента к соответствую-
щим гидролиниям приведен на рис. 151. Камера 3 соединена со
сливной гидролинией, к соплу 6 подводится постоянное по вели-
Рис. 149. Конфигу-
рация струйного
аналогового усили-
теля с поперечным
взаимодействием
струй и схема ре-
гулировки нуля
Рис. 150. Схема
трехкаскадного
струйного уси-
лителя
Рис. 151. Схема струйного уси-
лителя со встречным взаимодей-
ствием струй
196
чине давление подпора, а к соплу 2 — входное давление (управляю-
щее давление).
В результате взаимодействия двух встречных потоков в за-
зоре между соплами 2 и 6 образуется область в виде диска. В центре
этого диска скорость жидкости равна нулю, а по мере удаления
от центра диска в направлении, перпендикулярном к оси сопла,
образуется радиальный поток жидкости. Этот радиальный поток
является запорно-регулирующим элементом, запирающим поток
в области центрального отверстия перегородки 4, который выте-
кает из сопла 6. Положение радиального потока на оси сопл зави-
сит от соотношения потоков, вытекающих из сопл 2 и 6. Потоки
выбираются таким образом, чтобы при отсутствии сигнала упра-
вления, что соответствует половине давления питания, подводи-
мого к соплу 2, диск радиального потока располагался бы в ка-
мере 3 и прикрывал бы центральное отверстие перегородки 4,
создавая в камере 5 давление, равное половине давления питания.
При увеличении давления на входе в сопло 2 диск радиального
потока сместится вдоль оси сопл в сторону центрального отверстия
перегородки 4, увеличит сопротивление потоку, вытекающему
из сопла 6, и давление в камере 5 увеличится. При уменьшении
давления на входе в сопло 2 давление в камере 5 уменьшится.
Коэффициент усиления такого элемента составляет 800—1000.
Нйилучшие результаты с точки зрения максимальной вели-
чины коэффициента усиления и минимального уровня шума в та-
ком струйном усилителе достигаются при соответствующем выборе
геометрических параметров его элементов. Геометрия отверстия
перегородки должна иметь форму, приближающуюся к отверстию
с острой кромкой, что обеспечивается за счет выполнения фаски
под углом —2,62 рад. Диаметр этого отверстия выбирается на
20% больше диаметра сопл. Расстояние между торцо^м сопла упра-
вления 2 и отверстием в перегородке 4 составляет 0,6 диаметра
сопл, а расстояние между торцом сопла питания 6 и отверстием
перегородки — 1,1 диаметра сопл.
На рис. 152 приведена схема комбинированного мембранно-
струйного операционного усилителя, в котором в качестве уси-
лителя мощности используется рассмотренный струйный усили-
тель с встречным взаимодействием струй.
Мембранно-струйный операционный усилитель состоит из
двух блоков: блока 6 суммирования входных сигналов, их пред-
варительного усиления и инвертирования и блока 1 усиления
мощности.
В корпусе 10 размещены сопло питания 7 и приемное сопло 5,
расположенные на одной оси. Поток питания, поступающий в при-
емное сопло 5, затеняется заслонкой 8, которая закреплена на
жестком центре мембраны 9 и может перемещаться в направле-
нии, перпендикулярном к оси сопл 5 и 7. В камеру, где располо-
жены эти сопла, подается опорное давление от редукционного
клапана 4, а в верхнюю рабочую камеру подается управляющее
197
Рис. 153. Схема однокас-
кадного золотникового
гидравлического опера-
ционного усилителя
Выход
6
ю
9
8
п
40
и
о
и
управляющего и опор-
к изменению давления
оп
м wnp
о-
го
та
ыст
Рис. 152. Схема двухкаскадного мемб
струйного гидравлического операц
усилителя
влении
иводит
ьность связи между выходным
обеспечивается за счет конеч-
я в данном случае может быть
:од заслонки невелик и соста-
<же поднять давление питания
действие операционного уси-
содержит два струйных элемента.
йлителя мощности, а элемент 3
давление. В результате раз
 
ного заслонка 8 пер^еща
в приемном сопле 5.1
давлением и давлен
ной жесткости мемб|Дань\9,
металлической, так
вляет 10—20 мкм. Это\позво
до 1—1,5 МПа и увеличить
лителя.
Блок усиления мощно
Элемент 2 служит в качестве
служит для стабилизации давления питания, подводимого к соплу
питания струйного усилителя 2.
Операционные усилители мембранного, струйно-мембранного и
струйного типа могут работать на сравнительно низких давлениях,
что значительно снижает их быстродействие, и непроизводительно
потребляют энергию за счет расхода утечек. Однако они могут
работать на слабо очищенных жидкостях.
у Указанными недостатками не обладают золотниковые гидра-
влические операцонные усилители, схема одного из которых при-
ведена на рис. 153. В его корпусе 4 размещен золотник 1 двух-
щелевого дросселирующего распределителя и плунжер-толка-
тель 3. Пропорциональность между положением золотника 1
и приращением давления в камере управления 6 обеспечивается
жесткостью пружин 2 и 5.
Большой коэффициент усиления такого операционного усили-
теля обеспечивается за счет свойств золотникового распредели-
теля и выбора жесткости пружин 2 и 5.
Операционные гидравлические усилители с золотниковым
распределителем могут применяться при высоких значениях да-
вления питания в системах с высокими требованиями к быстро-
действию. Однако они требуют применения специальных мер по
198
уменьшению сил контактного трения в подвижных элементах и
защиты радиальных зазоров золотника и толкателя от попадания
механических частиц.
§ 5. ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
РЕШАЮЩИХ УСИЛИТЕЛЕЙ
В решающем усилителе, схема которого приведена на рис. 143,
при отсутствии сигналов управления, что соответствует устано-
вившемуся значению начальных давлений на входе, равному соот-
ветственно рвх1о, рвх2о, ..., рвх t о, в рабочей камере суммирования
устанавливается давление рсо, а на выходе операционного усили-
теля — давление рВЬ!х0. Обычно рех1о = рс0 = рвыхо.
Сигналом управления является приращение давления на входе
по отношению к его начальным значениям
i Рвх. I Рвх io
ИЛИ
^Рвх. i Рвх I РсО*
Считая, что характеристики операционного гидравлического
усилителя линейны, связь между приращением давления в сумми-
рующей камере и давлением на выходе можно записать в виде
kg^Pc Рсо) ' Рвых Р
вых о
ИЛИ
п __ ^РвЫХ I л
ГС £, Т РсО-
ку
При больших значениях ku
if
Рс Рсо-
Уравнение расходов на основании неразрывности потока можно
записать в виде
S Qi = Qo
i
или через перепады давлений на гидравлических сопротивлениях
АРвх I   АРвых
Zri /Го
(6.8)
где Дрвх< = рВХ(. — рс, а Дрвых = рс — рвых.
Это выражение является обобщенным, упрощенным уравнением
гидравлического решающего усилителя.
199
Рис. 154. Схемы ПИД-регуляторов
Если на входе решающего усилителя и в цепи обратной связи
установить активные/гидравлические сопротивления, то выраже-
ние (6.8) примет вид
i	i
= -ЯГ0 2 /' = - S ki
1	г 1
В этом случае решающий усилитель осуществляет суммирова-
ние входных сигналов с одновременным умножением на постоян-
ные коэффициенты = Rro/Rri). Если = 1, то решающий уси-
литель осуществляет алгебраическое суммирование входных да-
влений/
"Установка на входе решающего усилителя активных сопротивле-
ний, а в цепи обратной связи — гидроаккумулятора с учетом вы-
ражения (6.7) позволяет записать уравнение решающего усили-
теля (6.8) в виде
где Л, = ^г!сго — постоянная интегрирования.
В этом случае решающий усилитель производит интегрирова-
ние суммы входных давлений во времени.
Пусть на входе решающего усилителя с одним входом устано-
влен гидроаккумулятор, а в цепи обратной связи — активное ги-
дравлическое сопротивление. Тогда решающий усилитель будет
производить дифференцирование входного давления. В этом
случае уравнение (6.8) с учетом (6.7) примет вид
Аръых Rro^r^ ^РеХ	ТpS &РВХ,
где Тд = RTOCr — постоянная дифференцирования.
200
С помощью решающих усилителей можно производить и более
сложные операции, например
АРвых =	+ “7^5—Ь 7\S) Арвх-	(6.9)
Такое устройство принято называть пропорционально-инте-
гродифференцирующим (ПИД) регулятором.
Проведение операций, описываемых уравнением (6.9), можно
производить с помощью, например, четырех операционных усили-
телей, как показано на рис. 154, а. Здесь решающий усилитель 4
производит умножение на постоянный коэффициент, усилитель 3 —
интегрирование, усилитель 2 — дифференцирование, а усили-
тель 1 — суммирование сигналов, снимаемых с выходов решаю-
щих усилителей 2, 3 и 4, и умножение этой суммы на постоянный
коэффициент.
Аналогичные операции можно производить также с помощью
ПИД-регулятора с использованием только одного операционного
усилителя. В этом случае, наряду с гидроаккумуляторами и
обыкновенными активными гидравлическими сопротивлениями,
используются дроссельные делители давления, а также источник
опорного давления. Схема ПИД-регулятора, в котором исполь-
зуется один решающий усилитель, приведена на рис^Го4, б*
7 Ю. И. Чупраков
Глава
VII
ГИДРОЛИНИИ И УПЛОТНЕНИЯ
СОЕДИНЕНИЙ
предн
начены для прохождения рабочей жидко-
объемного гидропривода и устройств гидро-
имости от функционального назначения
о делить на напорные, в которых жидкость
Гидролинии
сти в процессе р
автоматики. В
гидролинии при
под давлением напора движется от источника питания к гидродви-
гателю или к управляющим им устройствам, сливные, по которым
рабочая жидкость движется в гидробак, дренажные, по которым
отводятся утечки рабочей жидкости, гидролинии управления, по
которым рабочая жидкость движется к устройствам управления
для управления ими, и всасывающие гидролинии, по которым
рабочая жидкость или из бака или от гидромотора движется к на-
сосу. Кроме того, употребляется термин «исполнительные гидро-
линии». Исполнительные гидролинии соединяют дросселирующие
гидрораспределители с рабочими полостями управляемых ими
гидродвигателей.
В качестве собирательного названия для гидролиний может
применяться термин «гидросеть».
Гидролинии конструктивно могут быть выполнены в виде
труб, рукавов, каналов и различных соединений.
Основной задачей при проектировании гидроприводов и средств
гидроавтоматики с точки зрения выполнения гидролиний явля-
ется обеспечение минимального гидравлического сопротивления
потоку и предотвращения утечек рабочей жидкости наружу.
Потери давления в гидросети складываются из потерь по длине
гидролиний и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.
Приближенные рекомендации для выбора допустимой скорости
течения рабочей жидкости от величины давления уже рассматри-
вались в гл. I, §3. Эти рекомендации позволяют определить вну-
тренний диаметр труб или каналов. Их длина обычно определя-
ется габаритами гидропривода или объекта, на котором гидропри-
вод используется.
Местные гидравлические сопротивления, обусловленные изги- .
бом каналов или переходом от сечения канала одной конфигура-
202
ции к другой, в некоторых случаях являются основными очагами
потерь давления. Поэтому при проектировании, если это возможно,
стараются каналы выполнять с наименьшим числом изгибов и
переходов. Следует отметить, что наличие глухих участков кана-
лов, обусловленных технологическими особенностями изготовле-
ния, приводит не только к увеличению гидравлического сопро-
тивления, но и может служить местом скопления механических
загрязнений. Внутренняя поверхность гидролинии может быть
активным источником механических загрязнений, попадающих
на ее неровности в процессе изготовления и вымывающихся во
время движения жидкости. Источником загрязнений может слу-
жить также, например, окалина на внутренней поверхности труб,
пленки окислов и различных покрытий.
Для уменьшения возможности скопления механических загряз-
нений и исключения остатков технологических загрязнений ги-
дролинии стараются выполнять плавными, без резких изгибов,
переходов и глухих камер, а их внутренние поверхности обраба-
тывать очень чисто, иногда прибегая к полированию.
Плавные контуры гидролиний легко обеспечить в трубах при
их изгибе. Обычно радиус изгиба трубы не превышает трех-пяти
наружных диаметров трубы и зависит от толщины стенок, матери-
ала и технологических особенностей процесса гибки. Иногда по ус-
ловиям компоновки применяют резкие изгибы каналов в виде Г-об-
разных штуцеров и сложных сверлений в корпусе или резкие пере-
ходы от одного сечения к другому. При этом увеличение потерь
давления обычно компенсируется увеличением проходного сече-
ния трубы или канала.
В различных гидроагрегатах при переходе от одного узла или
детали к другому узлу или другой детали необходимо обеспечить
проход жидкости без потерь. Этот проход может осуществляться
при стыковке деталей разными способами.
Простейший узел соединения гидролиний двух стыкующихся
(присоединяющихся) деталей изображен на рис. 155, а. Два отвер-
стия в сопрягающихся по плоскости деталях совмещаются так,
чтобы их оси совпадали. Однако через малый зазор между этими
деталями будет проходить незначительный расход жидкости. Для
уменьшения этого расхода плоскости сопрягаемых деталей обычно
притирают.
7*
Рис. 155. Схемы соединения гидролиний при пло-
ский стыковке двух деталей
203
Рис. 156. Схема
прохождения по-
тока рабочей
жидкости через
канал в корпусе,
на пути кото-
рого находится
цилиндрическая
деталь
В тех случаях, когда расход утечки из гид-
ролинии недопустим, в канавку одной из деталей
устанавливается уплотнение, как показано на
рис 155, б. Однако в этом случае в момент вклю-
чения гидросистемы высокого давления уплотне-
ние может выскочить из канавки и попасть в гид-
росистему. Для предотвращения этого явления
канавка снабжается со стороны гидролинии тон-
кой стенкой, как показано на рис. 155, в.
Для обеспечения более надежной герметиза-
ции применяются втулки с четырьмя уплотнени-
ями, как показано на рис. 155, г. Несмотря на
некоторые сложности, увеличение габаритов при-
соединительного места и технологическое услож-
нение, такие проходные устройства применяются
в гидроаппаратах, к которым предъявляются
жесткие требования по наружным утечкам жид-
кости, не допускающие на поверхности гидроаппаратов появле-
ния даже масляной пленки.
Если на пути канала оказывается какое-либо тело, например
клапана или распределителя, то поток жидкости можно пропу-
стить в зазоре между корпусом и внешней цилиндрической частью
клапана или распределителя, ограничив этот зазор двумя уплот-
нениями. Этот случай показан на рис. 156.
Часто бывает необходимо гидравлически соединить полости
гнезд в корпусе. Для этого в стенке корпуса между ними с помощью
электроискрового станка прожигается близкое к прямоугольной
форме отверстие, как показано на рис. 157, а. Электрод, имеющий
Г-образную форму, вводится через гнездо большего диаметра.
Соединение этих полостей может быть осуществлено также рас-
точкой канавок, выполняемых эксцентрично относительно осей
гнезд, как показано на рис. 157, б.
На рис. 158 показан пример соединения двух параллельных
каналов третьим, выполненным в виде сверления в направлении»
Рис. 157. Схемы соединения поло-
стей в корпусе
204
Рис. 158. Схема соеди-
нения двух параллель-
ных каналов в корпусе
перпендикулярном к этим каналам. Для предотвращения утечек
жидкости наружу соединяющий канал снабжается заглушкой.
В устройствах гидроавтоматики применяются самые разно-
образные типы заглушек. Наиболее характерные из них приве-
дены на рис. 159, а—г.
Простыми заглушками являются пробка (рис. 159, а) или
шарик (рис. 159, б), которые ставятся в канал по плотной посадке.
Для предотвращения их выдавливания на наружной кромке,
в основном при установке шарика, производится завальцовка
канала. Такие заглушки являются неразборными.
В лабораторных макетах устройств гидроавтоматики, а также
в специальных случаях, обусловленных, например, необходимо-
стью устанавливать манометр для замера давления в канале, при-
меняются заглушки, которые можно неоднократно демонтировать.
На рис. 159, в показана заглушка с уплотнением, крепление
которой в корпусе обеспечивается с помощью резьбы на ее хво-
стовой части. Такие заглушки применяются в тех случаях, когда
глубина канала для заглушки достаточно велика, а вокруг на-
ружного отверстия канала пространство ограничено, например
рядом расположен другой аналогичный канал с заглушкой. Сле-
дует обратить особое внимание, что резьбовая часть заглушки
отделена от рабочей жидкости уплотнением. Это делается для того,
чтобы выпадающие из резьбы механические частицы при завер-
тывании заглушки не попадали в гидросистему и не засоряли
жидкость. Установка резьб в полостях, непосредственно связан-
ных с гидросистемой, недопустима. Допускаются исключения
лишь в особых случаях, например при установке сопла для исклю-
чения его температурных удлинений.
Контровка заглушки с резьбой на хвостовике может произво-
диться как с помощью различных мастик, красок и клеев, так
и с помощью чеканки кромки отверстия на корпусе в области
шлица.
Если вокруг отверстия канала на плоскости корпуса достаточно
места, а длина канала под заглушку ограничена, то заглушка
с уплотнением выполняется, как показано на рис. 155, г, и кре-
пится к корпусу винтами. Контровка последних осуществляется
с помощью пружинных шайб или контровочной проволоки.
Рис. 159. Типы заглушек
203
§ 2. УПЛОТНЕНИЯ НЕПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Несмотря на то, что уплотнить неподвижные соединения проще,
чем подвижные, уплотнение неподвижных соединений является
довольно сложным делом, требующим в каждом конкретном слу-
чае особого решения.
Если соединение не подвергается разборке, то уплотнение двух
сопрягаемых деталей может осуществляться с помощью сварки
или пайки, как показано на рис. 160, а. Здесь труба крепится
к корпусу.
Для уплотнения неразборных соединений применяются также
и различные замазки, включающие в себя такие компоненты,
как жидкое стекло с различными заполнителями, синтетические
смолы, резину, асфальт и др. Однако применение таких уплотни-
телей иногда ограничивается старением материалов, диапазоном
рабочих температур или агрессивностью рабочей жидкости по
отношению к уплотнителям.
Для длительной работы в большом диапазоне температур и
при высоких давлениях применяются уплотнения, работа которых
основана на деформации поверхности одной детали выступами
другой. Схема одного из таких уплотнений приведена на рис. 160, б.
Здесь точки контакта кольцевого выступа на штуцере и плоскости
корпуса образуют замкнутую линию, которая обеспечивает полную
герметизацию соединения. Недостатком такого способа уплотне-
ния является ограничение числа разборок и сборок, так как
уже после первой сборки контактирующие поверхности уплот-
нительного узла деформируются. Нижняя часть штуцера, выпол-
ненная в виде тонкостенного цилиндра, садится в отверстие по
скользящей посадке и служит в качестве защитного устройства,
предотвращающего попадание в гидросистему механических ча-
стиц, генерируемых резьбой при ввертывании штуцера.
Уплотнение поверхности может быть обеспечено не только за
счет деформации одной из них, но и за счет их плотного прижима
с помощью, например, гайки. Такие разборные уплотнения ши-
роко применяются в разборных соединениях трубопроводов.
Одно из распространенных соединений трубы со штуцером при-
ведено на рис. 161, а. На конце штуцера 1 имеется конус с углом
1,4 рад. Труба 2, развальцованная на
конце, с помощью накидной гайки 4
через ниппель 3 прижимается к конус-
ной поверхности штуцера и обеспечи-
вает надежное уплотнение. Такой способ
соединения применяется Для присоеди-
нения к штуцерам тонкостенных бес-
шовных труб (толщина стенок до 1,5 мм)
из конструкционных сталей марок 10
и 20, нержавеющих сталей, меди. Дос-
тоинство этого метода, несмотря на ряд
Рис. 160. Схемы герметичных
уплотнений неподвижных
соединений
206
Рис. 161. Схемы уплотнений соединений труб
сложностей, связанных с необходимостью развальцовки труб,
Заключается в том, что он некритичен к точности труб.
Соединение бесшовных труб повышенной точности с толщиной
стенок более 1,5 мм можно обеспечить с помощью соединения с вре-
зающимся кольцом, в котором отсутствует необходимость раз-
вальцовки труб. Схема такого соединения приведена на рис. 161, б.
Уплотнение и удержание трубы в гнезде штуцера обеспечивается
с помощью кольца 5, который одним концом врезается в трубу 2
под действием усилия накидной гайки 4 благодаря внутреннему
конусу штуцера 1.
Для труб большего диаметра применяются сферические соеди-
нения, которые допускают в определенных пределах несоосность
между трубой и штуцером. Схема одного из таких соединений при-
ведена на рис. 161, в. Сферический наконечник 2 приваривается
к трубе 3 и прижимается к штуцеру 1 через опорное кольцо 4
накидной гайкой 5.
Особое место в неподвижных соединениях занимают уплотне-
ния с помощью эластичных прокладок и уплотнительных колец.
Для уплотнения крышек, находящихся под небольшими избы-
точными давлениями, особенно, если крышки имеют в плане слож-
ную конфигурацию, применяются плоские
прокладки. Схема одного из уплотнений
плоской прокладкой приведена на
рис. 162, а. Прокладки могут выполняться
из таких материалов, как бумага, картон,
фибра, кожа, пластмасса, отожженная
медь, алюминий, свинец и др. Следует
отметить, что прокладки из волокнистых
материалов, если они не пропитаны каким-
либо составом, не могут обеспечить гаран-
тированной герметичности.
Для предотвращения выдавливания
прокладок и их раздавливания прижима-
ющим усилием, например крепежных
болтов, прокладки иногда помещают в спе-
циальные канавки, образующие замкну-
тые полости. Кроме того, для предотвра-
щу
г) д)
Рис. 162. Схемы уплот-
нений неподвижных соеди-
нений с помощью эласто-
меров
207
щения выдавливания прокладок и улучшения контакта на
поверхностях иногда выполняют специальные буртики или
канавки.
Для более высоких давлений применяются уплотнения с по-
мощью резиновых или других эластичных колец, которые вста-
вляются в специальные канавки и прижимаются соответствующей
деталью уплотняемого соединения, как показано, например, на
рис. 162, бив. При незначительном увеличении зазора между
уплотняемыми поверхностями, что может быть вызвано, напри-
мер, деформацией крышки под действием резкого увеличения да-
вления или ослаблением крепежных винтов или болтов, может
произойти нарушение уплотнения и появление течи.
Эти недостатки отсутствуют в уплотнении, схема которого
приведена на рис. 162, г. Здесь эластичное кольцо вставляется
в кольцевую проточку на наружной цилиндрической поверхности
одной из деталей и ограничивается внутренней цилиндрической
поверхностью другой детали. Достоинство этого метода заклю-
чается в свободном доступе к поверхностям кольцевой проточки
при изготовлении и контроле.
При уплотнении деталей малого диаметра, когда величина
этого диаметра определяется не конструктивными или расчетными
соображениями, а величиной уплотнительного кольца, кольцо
устанавливается в кольцевой проточке, выполненной на внутрен-
ней цилиндрической поверхности соответствующей детали, как
показано на рис. 162, д. Такой способ уплотнения применяется
при диаметре уплотняющих поверхностей в пределах 10 мм или
в случае, когда на внешней цилиндрической поверхности соответ-
ствующей детали нельзя выполнять кольцевую канавку из-за
ограниченной толщины ее стенок.
В качестве уплотняющих элементов могут быть использованы
кольца различного сечения, изготовленные из резины марок,
соответствующих типу применяемых рабочих жидкостей. Однако
на практике наиболее широкое распространение получили рези-
новые кольца круглого сечения. Обычно кольцо устанавливается
Рис. 163. Схемы уплотнений упругими кольцами круг*
1- ! лого сечения •	•
208
в канавку таким образом, чтобы при небольшом натяге до 7%
оно выступало над поверхностью детали на 10—15% и имело сум-
марный боковой зазор между стенками канавки до 20% диаметра
сечения кольца в свободном состоянии (рис. 163). При сжатии
контактирующей плоскостью кольцо деформируется, как пока-
зано на рис. 163, а, и осуществляет уплотнение. Появление давле-
ния с одной из сторон кольца приводит к его дополнительной де-
формации и увеличению сил в точках контакта кольца и соответ-
ствующих контактирующих поверхностях, что улучшает условия
герметизации. При переменном давлении питания резиновое кольцо
совершает движение вдоль контактирующих поверхностей ка-
навки. И если эти поверхности выполнить шероховатыми, то кольцо
в результате износа быстро выйдет из строя. Поэтому поверхно-
сти, контактирующие с кольцом, выполняются с малой величиной
шероховатости.
Уплотнение, выполненное, например, по схеме на рис. 163, г
и д, имеет зазор между поверхностями, в который кольцо под дей-
ствием давления может выдавливаться. Это свойство наиболее
интенсивно проявляется у колец прямоугольного сечения, по-
этому они в подобных узлах уплотнений практически не приме-
няются. В этих случаях целесообразно применять кольца круглого
сечения. При низких давлениях (до 5 МПа) эти кольца устанавли-
ваются в канавку, как показано на рис. 163, а.
. При более высоких давлениях, особенно при применении колец
из мягких сортов резины, для предотвращения выдавливания
колец в зазор применяют защитные кольца, которые сводят зазор
для выдавливаемого кольца к нулю. Схемы установки защитных
колец приведены на рис. 163, виг. Защитные кольца выполняют
из фторопласта-4, твердой резины, капрона, кожи и других мате-
риалов, твердость которых выше твердости резиновых колец.
Защитные кольца устанавливают со стороны более низкого
давления. Если же давление знакопеременное, то уплотнительное
кольцо снабжается двумя защитными кольцами (рис. 163, д).
Уплотнения резиновыми кольцами имеют недостатки, ограни-
чивающие область их применения, так как резина может со вре-
менем набухать или усаживаться. Этот процесс зависит от свойств
резины, свойств рабочей жидкости и температуры. Резина имеет
малый срок службы и ее свойства сильно зависят от температуры.
При низких температурах резина твердеет, а при высоких темпе-
ратурах выгорает или плавится.
Указанные недостатки отсутствуют у металлических саморас-
порных толстостенных колец, схема одного из которых приведена
на рис. 163, е~ Они могут с успехом применяться до температур
порядка 800 К и давлений до 100 МПа.
При высоких температурах рабочей жидкости могут приме-
няться также полые металлические кольца. Схема установки такого
кольца приведена на рис. 163, ж. Полые металлические кольца
выполняются из сваренных встык труб с толщиной стенки от 0,2
£09
до 0,4 мм. Незаполненные газом кольца применяют при давлениях
до 0,7 МПа. Для более высоких давлений кольца заполняют инерт-
ным газом до давлений порядка 4—5 МПа и используют в системах
с таким же давлением.
§ 3. УПЛОТНЕНИЯ подвижных СОЕДИНЕНИЙ
При сравнительно малых линейных или угловых перемещениях
одной из деталей уплотняемого узла для обеспечения полной гер-
метизации применяются различные мембраны, сильфоны или тон-
костенные трубки с невысокой поперечной жесткостью. Примеры
таких уплотнений уже были рассмотрены в гл. III, § 2 (см. рис. 56
и 59).
Для обеспечения полной герметизации узлов с возвратно-по-
ступательным движением применяются рукавные уплотнения,
именуемые иногда манжетами.
Схема рукавного уплотнения приведена на рис. 164. Резино-
вый рукав 2, армированный кордовыми нитями, одним концом
крепится к штоку /, а другой его конец заделывается в основание 4.
Под действием подводимого давления рукав 2 прижимается
к штоку 1 и цилиндру <?. Место изгиба рукава 2 перемещается по
мере перемещения штока 1.
Достоинством рукавных уплотнений является простота, не-
значительные силы сопротивления и отсутствие поверхностей,
требующих высокой чистоты обработки. Наоборот, увеличение
шероховатости поверхности штока и внутренней поверхности
цилиндра улучшает условия работы рукавов.
Армированные рукава могут работать при давлениях до 30 МПа,
а неармированные — до 1 МПа.
Одними из самых старых уплотнений являются уплотнения
сальниковые или набивные. Схема одного из них приведена на
рис. 165. Здесь зазор между валом 4 и корпусом 5 уплотняется
сальником /, который через втулку 3 сжимается гайкой 2. В ка-
Рис. 164. Схема герме-
тичного рукавного уп-
лотнения штока с воз-
вратно- поступатель-
ным движением
Рис. 165. Схема на-
бивного уплотне-
ния
210
честве уплотняющего материала сальника могут использоваться
такие материалы, как хлопчатобумажная, льняная и пеньковая
ткани, а также асбестовые и другие волокна, которые перед уста-
новкой пропитываются различными смесями, например смеськ?
из 75% церезина, 10% коллоидного графита МС-21 и 15% техниче-
ского вазелина.
При соответствующем выборе уплотняющего материала саль-
ника набивные уплотнения могут работать при давлениях до
90 МПа. Их основным недостатком является значительная сила
контактного трения. Кроме того, при использовании таких уплот-
нений в узлах возвратно-поступательного движения необходимо
выполнять скользящие по сальнику поверхности с высокой сте-
пенью точности.
Менее чувствительными к точности изготовления контакти-
рующих поверхностей являются манжетные уплотнения, работа
которых основана на прижиме давлением уплотняющей части
манжеты к поверхности уплотняемой детали.
Для уплотнения узлов с возвратно-поступательным движением
применяются в основном шевронные и U-образные манжеты. Су*
ществуют и другие типы манжет, например Т-образные, Г-образ-
ные, которые широкого распространения не получили.
Схема уплотнения шевронными манжетами приведена на
рис. 166, а. Шевронные манжеты 4. которых может быть несколькб
штук в зависимости от давления жидкости, устанавливаются на
направляющее кольцо 5 и прижимаются к нему через опорное
кольцо 3. Сжатие манжет может осуществляться как с помощью
резьбовых соединений, так и с помощью различных пружин, в том
числе и конических, как показано на рис. 166, а. В этом случае
пружина 2 опирается на шайбу /, которая крепится к корпусу 6.
С увеличением давления жидкости нижняя часть манжет 4
прижимается к валу 7, обеспечивая требуемую степень уплотне-
ния. Герметичность манжет с увеличением давления увеличи-
вается.
Схема уплотнительного узла с U-образной манжетой приве-
дена на рис. 166, б. Перемещение манжеты 3 в осевом направле-
нии при движении штока 6 ограничено опорным кольцом 2. За-
щитное кольцо 4 предотвращает выдавливание манжеты в зазор
между штоком 6 и втулкой 5, которая крепится к кор пусу /
Рис. 166. Схемы манжет-
ных уплотнений
211
Рис. 167. Характер зависимости сил трения в кон-
тактных уплотнениях от давления жидкости
При установке в узел манжета 3,
выполненная, например, из резины, зна-
чительно деформируется и с предвари-
тельным натягом обжимает шток 6. Поэ-
тому такие погрешности изготовления
вала, как овальность, конусность, бочко-
образность и др., на степень герметич-
ности влияют мало. Этим объясняется то,
что герметизирующие свойства манжетных уплотнений лучше,
чем уплотнений круглыми резиновыми кольцами, которые дефор-
мируются при установке на меньшую величину, чем манжеты.
Как уже указывалось, усилие прижима уплотняющей части
манжеты с увеличением давления увеличивается, поэтому возра-
стает и сила контактного трения манжеты. Характер зависимости
силы контактного трения манжетного уплотнения от давления
показан на рис. 167 штриховой линией.
При изготовлении манжет, кроме резины, применяются и дру-
гие материалы, как, например, полихлорвиниловый пластификат.
Манжетные резиновые уплотнения могут применяться в диа-
пазоне температур от 240 до 355 К при давлениях до 35 МПа.
Конструктивные особенности манжетных уплотнений обеспе-
чивают герметичность только при одностороннем подведении да-
вления. При знакопеременном давлении, имеющем место, например,
на поршне гидроцилиндра, необходимо устанавливать два встречно
направленных уплотнительных узла.
К недостаткам манжетных уплотнений следует отнести увели-
ченные размеры уплотняющего узла по сравнению с узлом уплот-
нений с помощью круглых резиновых колец. Именно этим объясня-
ется широкое применение круглых резиновых колец для уплотне-
ния узлов с возвратно-поступательным и поворотным движением.
Основные схемы подвижных уплотнений с помощью резино-
вых круглых колец аналогичны схемам неподвижных уплотнений,
приведенных на рис. 163, а—д.
Особенностью работы уплотнений в резиновыми кольцами круг-
лого сечения при прямолинейном движении уплотняемой поверх-
ности является наличие гидродинамического клина, когда уплот-
няемая поверхность выдвигается из полости, заполненной жид-
костью. Этот гидродинамический клин отжимает уплотнение от
уплотняемой поверхности, образуя гидродинамическую пленку
в этом зазоре. При этом происходит вынос тонкого слоя масла
наружу. При обратном движении, если на уплотняемой поверх-
ности масляной пленки нет, например она испарилась, трение ре-
зинового кольца и уплотняемой поверхности будет происходить
без смазки, что может привести к быстрому выходу из строя уплот-
нения. Эта опасность особенно реальна при малых относительных
212
Рис. 168. Схема дублиро-
вания уплотнений резино-
выми кольцами круглого
сечения
а)	6)
Рис. 169. Схемы защиты рези-
новых колец круглого сечения от
проворачивания и разрушения
скоростях движения. В этом случае кольца большого диаметра
могут проворачиваться и разрушаться. Поэтому в некоторых слу-
чаях необходимо устанавливать специальные маслонакопителй.
Для этой же цели иногда ставят два дублирующих уплотнения,
как показано на рис. 168. Они уменьшают утечки жидкости и уве-
личивают работоспособность уплотняющего узла.
Работоспособность круглых резиновых уплотнений во многом
зависит от качества и характера неровностей уплотняемой поверх-
ности. Шлифованная поверхность имеет острые вершины микро-
выступов и быстро изнашивает контактирующую поверхность
резиновых колец. Наиболее приемлемая поверхность для нормаль-
ной работы резиновых уплотнений получается после виброобкатки
или после обкатки цилиндрическими роликами в специальной
оправке. Полученная этими методами обработки поверхность не
имеет острых вершин микровыступов, а ее плавные впадины спо-
собствуют скоплению масла, необходимого для смазки контакти-
рующих поверхностей.
Как уже указывалось, круглые резиновые кольца большого диа-
метра, которые устанавливаются, например, на поршнях гидро-
цилиндров, могут в результате прокручивания разрушаться.
Для устранения этого недостатка между уплотняемой поверхно-
стью и резиновым кольцом 2 устанавливается П-образное кольцо /
из фторопласта, как показано на рис. 169, а. Такое уплотнение,
кроме защиты резинового кольца от разрушения, имеет меньшую
силу трения, так как коэффициент трения фторопласта в паре
с металлом значительно меньше коэффициента трения пары ре-
зина—металл.
Резиновое кольцо здесь служит фактически для обеспечения
прижима фторопластового кольца к уплотняемой поверхности
и обеспечения герметичности в зазорах между резиновым кольцом
и неподвижными относительно него поверхностями.
Рис. 170. Схемы грязезащитных
устройств уплотнений подвиж-
ных соединений с возвратно-по-
ступательным движением
а) (Г)
213
На рис. 169, б показана схема аналогичного уплотнения поршня
гидроцилиндра. Здесь фторопластовые кольца выполняют роль
манжет, а резиновые кольца обеспечивают предварительный кон-
такт между рабочими поверхностями манжет и уплотняемой по-
верхностью. Применение таких уплотнений значительно снижает
силы контактного трения в поршне и улучшает герметичность
уплотнения.
Работа контактных уплотнений существенно зависит от чистоты
контактирующих поверхностей. Попадание пыли и грязи, а осо-
бенно абразивных частиц, которые в большом количестве содер-
жатся в окружающей среде, приводит к быстрому выходу из
строя уплотнений в результате разрушения эластичных уплотне-
ний и ухудшения качества уплотняемых поверхностей. Поэтому
контактные уплотнения подвижных соединений должны быть на-
дежно защищены от вредного воздействия окружающей среды.
Для защиты от пыли и влаги, если отсутствуют абразивные
частицы, применяются войлочные сальники (рис. 170, а) или рези-
новые грязесъемные манжеты (рис. 170, 6). При наличии абразив-
ных частиц в окружающей среде пыле- и влагозащитные устрой-
ства могут применяться в сочетании с различными скребковыми
устройствами, например с грязесъемной манжетой, выполненной
из фторопласта или полиамида и поджатой к подвижной поверх-
ности каким-либо упругим элементом, например пружинным коль-
цом. Такие грязесъемные манжеты могут применяться и как само-
стоятельные защитные устройства без сальников и других грязе-
защитных устройств.
При наличии в окружающей среде крупных абразивных частиц
или при вероятности образования на штоке льда перед пылеза-
щитными устройствами устанавливаются скребки, выполненные
в виде колец из чугуна или бронзы, как показано на рис. 170, в.
Глава
VIII
ГИДРОЕМКОСТИ
§ 1. гидробаки
Гидробаком называется гидроемкость, предназначенная для
питания объемного гидропривода рабочей жидкостью.
Наиболее простым баком является гидробак открытого типа,
схема которого приведена на рис. 171, а. В корпус 7 б§кд зали-
вается через горловину 1 с сеткой рабочая жидкость. Ее уровень
регистрируется с помощью уровнемера 5. Жидкость попадает в на-
сос из бака через насадок 4, а отработанная жидкость из гидро-
привода попадает в бак через насадок 6. Перегородки 2 и 3 служат
для успокоения жидкости, чтобы взвешенные механические ча-
стицы успели опуститься на дно, а пузырьки газа — всплыть
на поверхность. Объем над свободной поверхностью жидкости со-
общается с окружающим воздухом через сапун 3, содержащий
фильтр для защиты внутреннего объема бака от попадания грязи
из окружающей бак среды.
Иногда для сбора ферромагнитных частиц, содержащихся в ра-
бочей жидкости, внутри гидробака устанавливаются постоянны^
магниты. Для периодической очистки бака на его стенках иногда
делаются крышки-люки.
Недостатком рассмотренной схемы бака является то, что над
свободной поверхностью жидкости постоянно обновляется воздух,
содержащий влагу. Это происходит из-за изменения объема жидко-
сти, участвующей в работе гидропривода. Воздух входит в бак
и выходит из него через сапун. Рабочая жидкость в результате
работы гидропривода нагревается и имеет температуру выше, чем
температура окружающей среды. Воздух над свободной поверх-
ностью также нагревается, а поскольку температура стенок бака,
соприкасающихся с этим воздухом, ниже, то на стенках бака осе-
дает конденсат воды, который, скапливаясь, образует крупные
капли воды. Вода, попадая в рабочую жидкость, ухудшает ее
свойства и приводит к уменьшению времени между моментами за-
мены жидкости. Кроме того, фильтр сапуна не гарантирует исклю-
чения попадания грязи в гидробак. Мелкие и тонкие волокнистые
частицы все-таки проходят через него и скапливаются в гидро-
системе.
215
Рис. 171. Схемы гидробаков
Указанных недостатков не имеет гидробак, схема которого
приведена на рис. 171, б. Он также содержит насадок 2, через
который жидкость из гидросистемы попадает в бак, и насадок 5,
через который жидкость поступает к насосу. Корпус 5 бака герме-
тичен и закрывается крышкой 4, через которую бак перед работой
заполняется рабочей жидкостью.
Основной особенностью рассматриваемого гидробака является
наличие избыточного давления над свободной поверхностью жидко-
сти. Это давление обеспечивается за счет подачи инертного газа,
например азота, через штуцер 1. При этом достигается изоляция
рабочей жидкости от окружающего воздуха и облегчается работа
насоса, если его конструкция требует обеспечения избыточного
Давления на входе во всасывающую гидролинию.
К недостаткам такого гидробака следует отнести необходимость
заправки инертным газом и контакт рабочей жидкости с газом,
находящимся под давлением (—0,3 МПа), в результате чего про-
исходит более интенсивное растворение газа в рабочей жидкости
со всеми вытекающими отсюда последствиями.
Отсутствует контакт рабочей жидкости с газом и обеспечива-
ется избыточное давление жидкости в гидробаке, схема которого
приведена на рис. 171, в. В его корпусе 1 цилиндрической формы
размещен поршень 2. Поршень снабжен дополнительным плунже-
ром, к торцу которого рабочая жидкость из гидросистемы попа-
дает под давлением рн, Это давление создает избыточное давление
£ гидробаке меньшее, чем давление рн на величину, пропорцио-
нальную отношению площади плунжера к площади поршня.
К недостаткам такого бака следует отнести его относительную
сложность из-за наличия поршня и плунжера с уплотнительными
устройствами.
216
а)
Рис. 172. Условные изображе-
ния гидробаков
из резины с жестким
Наиболее простым гидробаком, обе-
спечивающим герметизацию полости
с рабочей жидкостью от окружающего
воздуха и газа вообще, является гидро-
бак с эластичным разделителем, схема
которого приведена на рис. 171, г.
В его корпусе 1 размещена эластичная
диафрагма 6, выполненная, например,
центром 3, имеющим форму конуса. Жидкость перед работой может
заливаться или через специальный штуцер, или через насадок 5.
Воздух из бака удаляется через штуцер 2, К насосу жидкость
поступает через насадок 4.
Благодаря отсутствию контакта рабочей жидкости с газом или
воздухом значительно увеличивается срок ее службы, а также
срок службы и надежность гидросистемы.
Различают гидробаки, находящиеся под атмосферным и избы-
точным давлением. В связи с этим отличаются и их условные
обозначения.
На рис. 172, а показано условное изображение гидробаков,
находящихся под атмосферным давлением. Таким образом изо-
бражаются на гидросхемах гидробаки, приведенные на
рис. 171, а и а.
Гидробаки, находящиеся под избыточным давлением, что соот-
ветствует схемам гидробаков, приведенным на рис. 171,6, в,
изображаются, как показано на рис. 172, б.
Важное значение для работы гидросистем имеют насадки, по
которым жидкость поступает в гидробаки из гидросистемы и из
гидробака в насос.
Если рабочую жидкость впускать в гидробак из обыкновенного
насадка в виде короткого отрезка трубы, то поток жидкости, вы-
текающий из такого насадка и обладающий значительным запасом
кинетической энергии, будет, во-первых, интенсивно перемешивать
жидкость в баке, а, во-вторых, приводить к выделению пузырьков
газа и вспениванию жидкости. Перемешивание же жидкости не
позволяет механическим частицам, содержащимся в жидкости,
вовремя осесть, а пузырькам газа, особенно мелким, — подняться
к поверхности.
Для уменьшения перемешивания жидкости иногда применяются
насадки в виде полого цилиндра с глухим дном, на цилиндриче-
ской поверхности которого располагаются небольшие отверстия,
как показано на рис. 173, а. Однако такой насадок не позволяет
решить вопрос пенообразования, так как в нем имеются участки,
где происходит возмущение потока или его струек, приводящее
к выделению из рабочей жидкости пузырьков нерастворенного
газа, а следовательно, к образованию пены.
Указанные недостатки отсутствуют у насадка, схема которого
приведена на рис. 173, б, Жидкость из трубы 5 попадает в централь-
ное отверстие диска 3, которое имеет радиус закругления /?н,
217
Рис, 173. Схемы вход-
ных насадков
а затем в щель, образованную диском 3
и диском 4, Зазор hH обеспечивается тремя
втулками 2. Диск 4 крепится к диску 3 вин-
тами /, проходящими через втулки 2. Пос-
ледние расположены на краю дисков.
Работа такого насадка основана на паде-
нии кинетической энергии потока за счет
уменьшения его скорости, так как площадь
кольцевого зазора между двумя дисками от
центра к краям уменьшается.
Экспериментально установлено, что мини-
мальная скорость жидкости, вытекающей из
насадка, при которой визуально не наблю-
дается мелких пузырьков газа, составляет
величину порядка 0,03 м/с.
Радиус закругления отверстия диска 3 сле-
дует выбирать равным половине внутреннего
диаметра трубы
7?H~O,5dy.
Зазор между дисками связан с диаметром трубы dy зависимо-
стью
hH == 0,125dy.
Для обеспечения скорости потока на выходе из зазора между
дисками, равной 0,03 м/с, необходимо диаметр дисков выбирать
исходя из максимальной подачи насоса по формуле
г) _ 85
— ~Т~
аУ
*	I " * ’	. I • . >
Такой насадок не приведет к появлению пены не только при
пропускании через него минеральных масел, но и мыльной воды.
Кроме того, он не приводит к такому перемешиванию жидкости
в баке, как это имеет место при применении рассмотренных выше
насадков.
При проектировании насадков, по которым жидкость из бака
поступает во всасывающую гидролинию, стремятся уменьшать
потери энергии при входе жидкости в насадок, который принято
называть всасывающим.
Наиболее подходящим для этих целей является коноидальный
насадок (рис. 174, а), форма которого обеспечивает наименьшее
сопротивление потоку. Однако на практике иногда применяются
насадки более простые в технологическом отношении, которые
Рис. 174. Схемы всасывающих на-
садков
218
представляют собой отрезок трубы со скошенным под углом тор-
цом (рис. 174, б). Угол между плоскостью среза и осью трубы со-
ставляет обычно от 0,8 до 0,5 рад.
Выбор объема гидробака определяется исходя из функций, ко-
торые он выполняет, а также конструкции бака с точки зрения
обеспечения отстоя жидкости и подготовки ее поступления в на-
сос. Объем бака должен быть не менее объема рабочей жидкости,
участвующей в рабочем цикле системы. С точки зрения излучения
тепла его объем должен быть увеличен. На практике в различных
случаях объем бака выбирают равным объему жидкости, перекачи-
ваемой насосом за время от 50 до 200 с.
§ 2. ГИДРОАККУМУЛЯТОРЫ
Г идроаккумулятором называется гидроемкость, предназна-
ченная для накопления энергии рабочей жидкости, находящейся
под давлением, с целью ее последующего использования. Гидро-
аккумуляторы накапливают энергию, поступающую от гидрона-
сосов, в периоды уменьшения потребления расхода исполнитель-
ными устройствами и отдают ее в моменты наибольших расходов.
Накопление энергии гидроаккумуляторов может происходить
за счет сжатия или растяжения механических пружин, сжатия
газа, подъема груза или деформации стенок сосуда. Этим обусло-
влено существование большого количества конструкций гидроакку-
муляторов, которые предназначены для применения в конкретных
случаях.
/Грузовые гидроаккумуляторы, состоящие из гидроцилиндра и
груза, имеют большую вместимость, но вместе с тем большие габа-
риты и инерционность, т. е. малое быстродействие. Поэтому их
применение целесообразно, например, в системах гидропитания
вулканических прессов для уменьшения мощности приводящего
двигателя насоса и для обеспечения длительной выдержки под
давлением пресс-форм.
Рабочее давление грузовых гидроаккумуляторов определяется
отношением массы груза и площади цилиндра.
Пружинные гидроаккумуляторы состоят из цилиндра с порш-
нем и пружины или группы пружин, которые обеспечивают необ-
ходимое усилие на поршне для поддержания рабочего давления.
С увеличением давления сильно увеличиваются габариты такого
гидроаккумулятора за счет увеличения размеров пружин. По-
этому пружинные гидроаккумуляторы применяются в основном
при низких рабочих давлениях (до 2 МПа). Основным достоинством
пружинных гидроаккумуляторов является стабильность харак-
теристик при изменении температуры в сочетании с относительной
компактностью и сравнительно хорошим быстродействием.
Наиболее широкое распространение в гидроприводах и си-
стемах гидроавтоматики получили пневмогидроаккумуляторы
с диафрагменным разделителем сред (газа и рабочей жидкости).
219
Вообще пневмогидроаккумуляторы могут быть без раздели-
теля, с разделителем в виде поршня (поршневые гидроаккумуля-
торы) и с эластичным разделителем. Недостатком пневмогидроак-
кумуляторов без разделителя является контакт рабочей жидкости
и газа. Газ под давлением интенсивно растворяется в жидкости.
Это приводит к быстрому насыщению жидкости газом и уменьше-
нию объема газа в баллоне.
Разделитель в виде поршня также не гарантирует утечки газа
в жидкости. Кроме того, износ поршня и поверхности цилиндра,
а также инерционность такого гидроаккумулятора, обусловлен-
ная массой поршня, ограничивает область применения поршневых
гидроаккумул яторов.
Мембранные гидропневмоаккумуляторы являются наиболее
быстродействующими и компактными. Поэтому они широко при-
меняются не только для уменьшения мощности насоса, но и для
сглаживания высокочастотных пульсаций давления в гидролиниях*
У мембранных гидропневмоаккумуляторов при равных полезных
объемах габариты меньше, чем у баллонных с эластичным раздели-
телем в виде баллона, применяющихся из-за низких прочностных
характеристик корпуса при давлениях до 10 МПа.
Схема мембранного гидропневмоаккумулятора приведена на
рис. 175. В корпусе сферической формы, сваренном из двух полу-
сфер 4 и S, размещена мембрана\7 из эластичного материала, на-
пример резины. Горловина мембраны зажимается между полу-
сферой 8 и крышкой 2 с помощью накидной гайки /. В основании
мембраны крепится специальная опора 6, предохраняющая мем-
брану от разрушения при полной разрядке гидроаккумулятора.
Гидропневмоаккумулятор заряжается азотом через штуцер 3,
а через штуцер 5 подсоединяется к напорной гидролинии системы
питания.
Основным недостатком пневмогидроаккумуляторов является
изменение их характеристик при изменении температуры, так
как с ее изменением изменяется упругость газа. Поэтому рабочий
диапазон температуры пневмогидроаккумуляторов ограничен.
Следует отметить также, что и для пневмогидроаккумуляторов
с эластичными разделителями существуют трудности, связанные
а)
Рис. 176.
Рис. 175. Схема мембранного пневмогидро-
аккумулятора
Условные обозначения
кумуляторов
г)
гидроак-
220
с обеспечением герметичности разделителя. Утечка газа может
произойти через микропоры разделителя. Для обеспечения полной
герметичности эластичного разделителя, что позволяет увеличить
время между подзарядками пневмогидроаккумулятора газом или
исключить эти подзарядки совсем, эластичный разделитель иногда
делают многослойным и покрывают поверхности, обращенные
к газу, например, алюминием.
На принципиальных схемах гидроаккумуляторы без указания
принципа действия изображают так, как показано на рис. 176, а»
Пневмогидравлические, грузовые и пружинные гидроаккуму-
ляторы изображаются, как показано, соответственно на рис, 176,
б, в и г.
Глава
IX
КОНДИЦИОНЕРЫ
РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
К кондиционерам рабочей жидкости, предназначенным для
получения необходимых качественных показателей и поддержания
состояния рабочей жидкости на требуемом уровне, относят гидро-
очистители для очистки рабочей жидкости от загрязняющих при-
месей, теплообменные аппараты для поддержания температуры
рабочей жидкости в заданных пределах, а также воздухоспускные
устройства для выпуска газа из устройств объемного гидропри-
вода с целью уменьшения содержания газа в рабочей жидкости,
§ 1.	ОХЛАЖДЕНИЕ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
В процессе работы гидропривода рабочая жидкость нагрева-
ется, так как непроизводительная мощность, т. е. разность между
расходуемой приводным двигателем гидропривода мощностью и
полезной мощностью, превращается в тепло.
Для дроссельного гидропривода с переливным клапаном при
давлении питания 10 МПа жидкость при дросселировании за один
проход нагревается на 6 К.
В гидросистемах небольшой мощности при достаточно больших
объемах бака процесс охлаждения рабочей жидкости осуществля-
ется за счет теплового излучения и конвекционного переноса
тепла окружающим воздухом. "	'
^Улучшения теплоотдачи можно достигнуть увеличением поверх-
ности гидрабака или за счет увеличения его объема, или за счет
выполнения на его внешней поверхности специальцых^ребер,
В последнем случае обеспечивается выигрыш в весе.
Увеличению теплоотдачи способствует также принудительный.
обдув бака специальным вентилятором. Еще более эффективным
охлаждение будет, если на охлаждаемую поверхность ^азбрыз-
ги ват ь-воду?-так как вода при испарении поглощает много тепла?
Одним из способов охлаждения рабочей жидкости гидросистемы
является установка в ее гидробаке змеевика, по которому пропу-
скается какая-либо охлаждающая жидкость, например вода.
222
В гидросистемах мощностью, превышающей 10—15 кВт, охла-
ждение рабочей жидкости обычно осуществляется с помощью спе-
циальных теплообмеников, вынесенных за пределы бака. Эти
теплообменники принято называть радиаторами.
На транспортных и различных самоходных машинах для охла-
ждения рабочей жидкости гидросистем применяются воздушные
радиаторы. Схема воздушного радиатора приведена на рис. 177, а.
Он выполняется в виде змеевика из трубы 2, к которой привари-
ваются ребра 1. Нагретая жидкость, проходя через трубу 2, от-
дает тепло ребрам /, через которые проходит поток воздуха. Бла-
годаря большой поверхности ребер радиатора и принудительному
обдуву их воздухом обеспечивается интенсивная теплоотдача*
Охлажденная рабочая жидкость поступает в гидробак.
В стационарных установках обычно для охлаждения рабочей
жидкости применяются водяные радиаторы, в которых в качестве
переносчика тепла служит вода.
Схема водяного радиатора приведена на рис. 177, б. В его
корпусе 5 размещается змеевик в виде трубы 2 или пучок труб.
Холодная вода, или охлаждающая жидкость, поступает в радиа-
тор через штуцер 4 и, проходя по лабиринту, образованному пере-
городками 3, забирает тепло у рабочей жидкости, проходящей по
трубе 2, и выходит из радиатора через штуцер /.
Для увеличения теплоотдачи и большего понижения темпера-
туры рабочей жидкости движение охлаждающей жидкости должно
быть направлено навстречу движению рабочей жидкости гидро-
системы. В этом случае на всем пути между охлаждаемой и охла-
ждающей жидкостями будет обеспечена достаточно большая раз-
ность температур.
Радиаторы охлаждения обычно врезаются в сливную гидро-
линию гидропривода. Однако такой способ подключения имеет
недостатки, обусловленные увеличением давления на сливе, осо-
бенно в моменты пуска гидропривода в холодных условиях. Кроме
того, в этом случае трудно обеспечить точное регулирование тем-
пературы жидкости в гидробаке.
Рис. 177. Схемы радиаторов для охлаждения рабочей жид-
кости гидросистем
223
а)	в)	В)	г)
Рис. 178. Условное изображение охладителей и нагревателей рабочей жидкости
Для исключения указанных недостатков радиаторы охлажде-
ния снабжаются дополнительным насосом, который осуществляет
принудительную циркуляцию через него рабочей жидкости, заби-
раемой непосредственно из гидробака и возвращаемой в него после
охлаждения. Для более точного поддержания температуры в ги-
дробаке устанавливаются датчики температуры, которые регули-
руют расход охлаждаемой жидкости.
В некоторых случаях требуется не охлаждение, а нагрев рабо-
чей жидкости, например в испытательных стендах для проверки
работы гидропривода при повышенных температурах. В этом
случае устанавливаются различные нагреватели рабочей жидко-
сти, в основном электрические.
На принципиальных схемах охладители и нагреватели обозна-
чаются условно, как показано на рис. 178, а—г.
Общее обозначение охладителя показано на рис. 178, а, на-
гревателя — на рис. 178, б. Условное обозначение устройства,
сочетающего в себе охладитель и нагреватель, показано на
рис. 178, в. На рис. 178, г показано условное изображение охла-
дителя с испарителем.
§ 2.	ФИЛЬТРЫ
Одной из самых распространенных причин отказа гидросистем
является попадание механических частиц или каких-либо других
загрязнений в элементы, имеющие малые проходные сечения, или
в зазоры трущихся пар.
Для очистки от твердых и вязких загрязняющих ее примесей,
попадающих в гидросистему из окружающей среды, образующихся
в результате износа деталей гидроаппаратов и гидромашин,
в результате старения и разрушения рабочей жидкости, а также
для защиты от частиц технологического характера, попадающих
в гидросистему в процессе обработки деталей и сборки, применяют
фильтры.
По принципу действия фильтры делят на щелевые, в которых
очистка жидкости происходит при ее прохождении через щели _
в фильтрующем элементе, сетчатые, в которых жидкость очищается,
проходя через ячейку сетки фильтрующего элемента, и пористые,
в которых жидкость очищается, проходя через поры фильтр ую-
щего элемента/	.
*224
Щелевые фильтрующие элементы представляют собой или на*
бор пластин, между зазорами которых проходит очищаемая жид-
кость, или поверхность из проволоки, намотанной на стакан с вин-
тообразными канавками на его образующих — выступах, опреде-
ляющими шаг намотки и величину щелей между витками*
Сетчатые фильтрующие элементы представляют собой кон*
струкции из сетки различных способов плетения металлической
проволоки или текстильных материалов.
К фильтрующим элементам пористых фильтров относятся ке-
рамика и металлокерамика, а также различные нетканные мате-
риалы из волокон бумаги, текстиля и металлической проволоки,
Различают фильтры местные и линейные. К местным относят
фильтры, встраиваемые в отдельные элементы гидроагрегатов для
защиты их от попадания загрязнений, как, например, фильтры
у сопл. Линейные фильтры выполняются обычно в отдельном кор-
пусе и устанавливаются в какой-либо гидролинии всасывающей,
напорной, сливной и т. д.
Линейные фильтры обычно содержат в корпусе со штуцерами
фильтрующие элементы, предохранительный клапан на случай
повышения давления на фильтроэлементе за счет засорения, от-
сечные клапаны, позволяющие производить замену фильтроэле-
мента без разгерметизации гидросистемы, и устройства, реги-
стрирующие величину перепада давления на фильтроэлементе,
обусловленную его засорением, и сигнализирующие о недопусти-
мой величине засорения фильтроэлемента.
Основными показателями, характеризующими фильтры, явля-
ются тонкость очистки, пропускная способность, грязеемкость и
миграция материала.
^Тонкость очистки характеризуется максимальным размером
частиц, которые пропускает фильтр. По этому показателю в зави-
симости от размера пропускаемых частиц фильтры делят на филь-
тры грубой (более 100 мкм), нормальной (от 100 до 10 мкм), тонкой
(—5 мкм) и особо тонкой (—1 мкм) очистки.
Пропускная способность фильтра характеризуется величиной
расхода?-который может пропускать фильтр при заданном пере-
паде давления и вязкости рабочей жидкости.
Грязеемкость фильтров характеризуется максимальным коли-
чеством или весом загрязнений, удерживаемых фильтроэлементом
без разрушения и закупоривания его ячеек.
Миграция материала характеризуется выделением частиц ма-
териала, из которого изготовлен фильтроэлемент, проходящим
через него потоком рабочей жидкости.
Каждый из этих показателей имеет разное значение для каж-
дого типа фильтра. Например, грязеемкость является важным пока-
зателем для фильтров тонкой очистки и несущественным — для
фильтров грубой очистки, так как последние имеют крупные
ячейки и редко засоряются. Миграция также важный показатель
для керамических, металлокерамических и других пористых мате-
225
риалов. У сетчатых фильтров миграция материала практически
отсутствует.
Следует также отметить, что фильтры делятся на основные и
технологические. Основные фильтры устанавливаются на весь
срок работы гидросистемы, во время которого обычно только заме-
няются фильтроэлементы. Технологические же фильтры устана-
вливаются только на некоторое время для очистки жидкости от
основных технологических загрязнений или на время приработки
трущихся узлов и деталей гидросистемы, в которое происходит
наиболее интенсивное выделение механических частиц.
Потери давления на фильтре, которые должны быть минималь-
ными, зависят от площади фильтрующей поверхности, вязкости
жидкости и размера ячеек или щелей фильтроэлемента. С умень-
шением ячеек фильтроэлемента увеличивается тонкость фильтра-
ции. Одновременно увеличиваются и потери давления. Для умень-
шения потерь давления обычно^ув^тичивают полезную площадь
фильтрующего элемента. Для больших расходов фильтроэлементы
гофрируют, что позволяет существенно уменьшить объем фильтра
при сохранении большой площади фильтроэлемента. Для малых
расходов применяются фильтроэлементы в виде дисков, конусов
или полусфер.
Для предотвращения смятия и разрушения пористых и сетча-
тых фильтроэлементов под действием перепада давления, обусло-
вленного расходом очищаемой жидкости, основной материал филь-
троэлемента обычно армируется жесткой сеткой с крупными ячей-
ками.
Условное обозначение фильтра приведено на рис. 179, а. На
рис. 179, б приведено условное изображение схемы простейшего
линейного фильтра. Он содержит два фильтроэлемента: фильтр
тонкой очистки 1 и фильтр грубой очистки 3. При увеличении пере-
пада давления на фильтроэлементе 1 за счет засорения его ячеек
Рис. 179. Услов-
ное изображе-
ние филыпров
226
Рис. 180. Рекомендуемые места установки
фильтров в гидроприводе дроссельного регули-
рования
жидкость начинает проходить через перепускной (предохрани-
тельный) клапан 2, который предохраняет фильтроэлемент филь-
тра тонкой очистки 1 от разрушения.
При выборе типа фильтра стремятся обычно, чтобы его тонкость
очистки была соизмерима с зазорами трущихся пар или проход-
ными сечениями отверстий, которые фильтр должен защищать
от загрязнений. Однако на практике часто там, где необходимо
ставить фильтр тонкой очистки, ставят, например, фильтр нор-
мальной очистки. Это обусловлено в основном невысокой грязе-
емкостью фильтров тонкой очистки и их высокой стоимостью.
Основное достоинство фильтров нормальной очистки, которые
обычно выполняются из металлических сеток, заключается в их
высокой грязеемкости, так как они практически не заиливаются
мелкими частицами. Они улавливают сравнительно крупные ча-
стицы, к которым относятся частицы уплотнений, заусенцы,
частицы износа и повреждения различных контактирующих по-
верхностей. а также продукты разложения рабочей жидкости и
длинные волокнистые частицы.
Обычно фильтры устанавливаются перед элементами системы
управления, дросселями малого сечения, перед элементами тру-
щихся пар, а также в сливных гидролиниях для защиты жидко-
сти гидробака от продуктов износа гидроагрегатов.
На рис. 180 приведена схема гидропривода с дроссельным ре-
гулированием скорости, на которой показано рекомендуемое
расположение фильтров.
Фильтр 9 защищает от загрязнений насос 1. Предохранитель-
ный клапан 8 защищается фильтром 2. Фильтр 7 собирает загряз-
нения, генерируемые в системе управления.
Как правило, все фильтроэлементы со временем засоряются,
Поэтому конструкция линейных фильтров обычно предусматри-
вает возможность замены или очистки фильтроэлементов. В неко-
торых случаях линейные фильтры снабжаются устройствами для
автоматической очистки фильтрующей ^поверх ности фи л ьтр оэ л е-
мента, скапливания загрязняющих частиц в специальной камере
и вывода их через сливное отверстие в грязесборник. Такие филь-
тры содержат миниатюрный гидромотор, который приводится
в движение фильтруемым потоком рабочей жидкости.
Особый интерес представляет самоочищающийся фильтр, очи-
стка которого производится непосредственно потоком рабочей
жидкости. Он устанавливается обычно в цепи питания первого
каскада гидравлического усилителя. На рис. 180 самоочищающийся
фильтр обозначен цифрой 3. Он представляет собой сетчатую
цилиндрическую поверхность. Внутри этого цилиндра проходит
основной поток к гидрораспределителю 5, а поток, поступающий
к гидрораспределителю 4, очищается фильтром 2. При больших
расходах через гидрораспределитель 5, что соответствует макси-
мальному открытию его рабочих окон, через цилиндрический
канал фильтра 3 проходит этот же поток с большой скоростью.
227
Он срывает.частицы, накапливающиеся на внутренней поверхно-
сти цилиндра фильтра 3, и уносит их в рабочую полость гидро-
цилиндра 6, откуда при обратном движении поршня эти частицы
попадают в сливную гидролинию ц улавливаются фильтром 7.
Применение самоочищающегося фильтра для защиты гидро-
распределителя первого каскада усилителя от механических
частиц существенно повышает ресурс системы управления гидро?,
приводом.	/
Основным недостатком фильтров, за исключением самоочи-
щающихся, является необходимость периодическойлйгеЪы или
очистки их фильтрующих элементов.
3. С	ЕПАРАТОРЫ
Сепараторы являются отделителямй твердых частиц, в которых
очистка рабочей жидкости происходит под действием каких-либо
сил, например сил магнирк^о поля, центробежных и электроста-
тических сил.
Широко применяются магнитные сепараторы, содержащие
электро- или Постоянные магниты, через магнитные зазоры кото-
рых пропускается очищаемая жидкость. Ферромагнитные частицы
оседа1О1>па полюсах магнита, которые периодически очищаются*
Эффективность магнитных сепараторов резко снижается в усло-
вия^ повышенных вибраций.
‘ jEL центробежных сепараторах, содержащих принудительно
вращающийся ротор, частицы, плотность которых выше плотно-
сти рабочей жидкости, под действием центробежных сил оседают
на внутренней цилиндрической поверхности ротора. Вращение
ротора осуществляется с помощью гидромоторов или гидротур-
бин, приводимых во вращение очищаемым потоком рабочей жидко-
сти, или с помощью специальных электродвигателей, позволяю-
щих получить более высокие скорости вращения, чем с помощью
даже гидротурбин.
Тонкость фильтрации центробежных сепараторов достигает
6 мкм. Кроме того, они очищают от частиц, плотность которых
в 2—3 раза больше плотности рабочей жидкости. Потери давления
на них не превышают 0,05 МПа.
К недостаткам центробежных сепараторов относятся: ограни-
ченный размер очищаемых частиц, потребление мощности, срав-
нительно большие габариты, наличие трущихся поверхностей и
склонность к пенообразованию жидкости.
Электростатические сепараторы, в отличие от центробежных,
лучше очищают жидкость от мелких частиц. Их работа основана
на взаимодействии электродов с заряженными частицами загряз-
нений диэлектрической жидкости. Электризация частиц происхо-
дит как в результате трибоэлектризации, так и с помощью спе-
циальных электрических зарядов. . :	> :
22.8
Заряженные частицы загрязнений любого происхождения и
независимо от плотности оседают на электродах сепаратора. Для
удержания осевших на электродах частиц применяют, например,
покрытие электродов пористыми керамическими пластинами.
Часто сепараторы используют вместе с фильтрами. В резуль-
тате удается скомпенсировать недостатки обоих очистителей.
Например, электростатические сепараторы применяют совместно
с пористыми фильтрами, а фильтры — с простейшими магнитными
сепараторами в виде постоянных магнитов.
Из-за увеличенных размеров сепараторы в основном применяют
в стационарных условиях.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Абрамов Е. И., Колесниченко К. А., Маслов В. Т. Элементы гидропри-
вода: Справочник. Киев: «Техшка, 1977, 320 с.
2.	Аксенов А. Ф. Авиационные топлива, смазочные материалы и специаль-
ные жидкости. М.: Транспорт, 1970. 256 с.
3.	Башта Т. М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. М.: Машинострое-
ние, 1972. 320 с.
4.	Банштык А. М. Электрогидравлические сервомеханизмы с широтно-
импульсным управлением. М.: Машиностроение, 1972. 144 с.
5.	Бекиров Я. А. Технология производства следящего гидропривода. М.:
Машиностроение, 1977. 224 с.
6.	Надежность объемных гидроприводов и их элементов/Ю. А. Беленков,
В. Г. Нейман, М. П. Селиванов, Ю. В. Точилин. М.: Машиностроение, 1977.
167 с.
7.	Белянин П. Н., Черненко Ж. С. Авиационные фильтры и очистители
гидравлических систем. М.: Машиностроение, 1964. 294 с.
8.	Бочаров В. П. Об отклонении струи с помощью дефлектора. — В кн.:
Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. М.: Машинострое-
ние, 1978. Вып. 5. с. 241—249.
9.	Гамынин Н. С. Гидравлический привод систем управления. М.: Машино-
строение, 1972. 376 с.
10.	Гомельский Ю. С. Электрические элементы электрогидравлических
устройств автоматики. М.: Энергия, 1968. 144 с.
11.	Гидравлические и пневматические силовые системы управления: Пер.
с англ./Под ред. Дж. Блэкберна и др. М.: ИЛ, 1962. 501 с.
12.	Гидропривод и гидроавтоматика в машиностроении. М.: Машинострое-
ние, 1966. 396 с.
13.	Гийон М. Исследование и расчет гидравлических систем: Пер. с фр. М.:
Машиностроение, 1964. 388 с.
14.	Ильин М. Г., Бекиров Я. А. Технология изготовления прецизионных
деталей гидропривода. М.: Машиностроение, 1971. 160 с.
15.	Энергетические характеристики гидропривода навесных орудий/
А. Л. Климашин, В. М. Веселов, Г. М. Клейман, А. Б. Клебанов — Тракторы
и сельхозмашины, 1978, № 3, с. 24—25.
16.	Костин С. В., Петров Б. И., Гамынин Н. С. Рулевые приводы. М.: Ма-
шиностроение, 1973. 208 с.
17.	Крассов И. М. Гидравлические элементы в системах управления. М.:
Машиностроение, 1967. 255 с.
18.	Крамской Э. И. Гидравлические следящие приводы со струйными уси-
лителями. М.: Машиностроение, 1972. 104 с.
229
19.	Основы теории и конструирования объемных гидропередач/А. В. Кула-
гин, Ю. С. Демидов, В. Н. Прокофьев, Л. А. Кондаков; Под ред. В. Н. Про-
кофьева. М.: Высшая школа, 1967. 400 с. .
20.	Лещенко В. А. Гидравлические слоящие приводы станков с программ-
ным управлением. М.: Машиностроение,, 4975. 288 с.
21.	Литвин-Седой М. 3. Гидравлипкий привод в системах автоматики. М.:
Машгиз, 1956. 312 с.
22.	Лобанов Б. С., Бочаров Турбулентный дроссель с линейной харак-
теристикой для устд2Йсз»*^?1^ой техники. — В кн.: Материалы к XIII Все-
союзному	по ^гидравлической автоматике. Калуга, 1974. с. 168—171.
^Д£4<Лозовский В^ Н. Надежность гидравлических агрегатов. М.: Машино-
-етроение, IgLU-^^tTe.
^24ПТьюис Э., Стерн Х^ Глдравлические системы управления/Пер. с англ,
под ред. И. М. Крассбва. М.: Мир, 1966. 407 с.
25.	Машиностроительный гидропривод/Л. А. Кондаков, Г. А. Никитин,
В, Н. Прокофьев и др. Под ред. В. Н. Прокофьева. М.: Машиностроение, 1978.
495 с.
26.	Моль Р. Гидропневмоавтоматика: Пер. с фр. М.: Машиностроение,
1975. 352 с.
27.	Раздолии М. В. Уплотнения авиационных гидравлических агрегатов. М.:
Машиностроение, 1965. 194 с.
28.	Некоторые вопросы расчета и конструирования авиационных гидравли-
ческих систем/Под ред. С. Н. Рождественского. М.: Оборонгиз, 1962. 232 с.
29.	Некрасов Б. Б, Гидравлика и ее применение на летательных аппаратах.
М.: Машиностроение, 1967. 368 с.
30.	Пересадько Ю. В. Графический метод построения статических характе-
ристик синхронного гидропривода с обратной связью по положению исполни-
тельных механизмов. — В кн.: Гидропривод и гидропневмоавтоматика. Киев:
Техника, 1971. Вып. 7. с. 23—28.
31.	Попов Д. Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем. М.:
Машиностроение, 1976. 424 с.
32.	Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод/В. Н. Прокофьев,
Ю. А. Данилов, Л. А. Кондаков и др.; Под ред. В. Н. Прокофьева. М.: Л1ашино-
строение, 1969. 496 с.
33.	Следящие приводы. Кн. 2/Под ред. Б. К. Чемоданова. М.: Энергия,
1976. 384 с.
34.	Сосонкин В. Л. Дискретная гидроавтоматика. М.: Машиностроение,
1972. 164 с.
35.	Струйная пневмогидроавтоматика/Пер. с англ, под ред. В. И. Черны-
шова. М.: Мир, 1966. 321 с.
36.	Темный В. П. Основы гидроавтоматики. М.: Наука, 1972. 224 с.
37.	Техническая кибернетика. Устройство и элементы автоматического ре-
гулирования и управления. Кн. 2. Усилительные устройства, корректирующие
элементы и устройства/Под ред. В. В. Солодовникова. М.: Машиностроение,
1975. 687 с.
38.	Электрогидравлические следящие системы/В. А. Хохлов, В. Н. Про-
кофьев, Н. А. Борисова и др.; Под ред. В. А. Хохлова. М.: Машиностроение.
1971. 432 с.
39.	Чупраков Ю. И. Дросселирующие гидрораспределители следящих элек-
трогидроприводов. М.: МАДИ, 1976. 68 с.
40.	Чупраков Ю. И. Основы гидро- и пневмоприводов. М.: Машинострое-
ние, 1966. 160 с.
41.	Чупраков Ю. И., Щербаков В. Ф. Графический метод расчета статиче-
ских характеристик гидроусилителя сопло — заслонка. В кн.: Автоматизация
на транспорте и в дорожном строительстве. М.: МАДИ, 1973. Вып. 53. с. 262—
272.
42.	Чупраков Ю. И. Электрогидравлические следящие приводы. М.: МАДИ,
1977. 88 с.
43.	Чупраков Ю. И. Электрогидравлические усилители, М.: МАДИ, 1975.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение.....................................................• •	3
Глава I. Специальные свойства и вопросы механики жидкостей ....	7
§ 1.	Жидкости, применяемые в системах гидроприводов и гидро-
автоматики ....................................................   7
§ 2.	Характеристики рабочих жидкостей ............ У
§ 3.	Особенности взаимодействия рабочих жидкостей с ограничи-
вающими стенками каналов при течении .......................•	16
лава II.	Гидродроссели и дросселирующие гидрораспределители	•	.	•	22
§ 1.	Постоянные гидродроссели .................................  22
§ 2.	Регулируемые дроссели сопло — заслонка .	 ......  .	28
§ 3.	Дросселирующие гидрораспределители сопло	— заслонка	.	.	34
§ 4.	Гидрораспределители со струйной трубкой .............  •	44
§ б!	Золотниковые регулируемые дроссели......................... 49
§ 6.	Схемы и характеристики золотниковых дросселирующих
гидрораспределителей, работающих от источников постоянного
давления ....................................................... 55
§ 7.	Силы, действующие на золотники............................. 63
''лава III.	Гидравлические усилители мощности........................ 75
§ 1.	Принципы построения гидравлических усилителей .....	75
§ 2.	Электромеханические преобразователи ....................... 81
§ 3.	Электрогидравлические усилители мощности без обратной
связи по положению.............................................. 93
§ 4.	Электрогидравлические усилители мощности с обратной
связью по положению ............................................ 96
§ 5.	Электрогидравлические усилители мощности с обратной связью ’
по расходу ...................................................  105
§ 6.	Электрогидравлические усилители мощности с обратной связью
по давлению нагрузки........................................... 109
Глава IV.	Гидравлические приводы ................................... 111
§ 1.	Гидроприводы с дроссельным регулированием, работающие
от источников постоянного давления............................. 111
§ 2.	Гидроприводы с дроссельным регулированием, работающие от
источников постоянного расхода ................................ 127
§ 3.	Гидроприводы с объемным регулированием ...••••••	131
S 4. Гидравлические следящие приводы.......................... .133
231
§ 5.	Электрогидравлические следящие приводы с электрическими
обратными связями ...........................................
§ 6.	Электрогидравлические следящие приводы с гидромеханиче-
скими обратными связями......................................
Глава V. Гидроклапаны, регуляторы, делители и сумматоры потока
§ 1.	Обратные гидроклапаны и гидрозамки ....................
§ 2.	Переливные и предохранительные клапаны.................
/ § 3. Редукционные гидроклапаны...............................
§ 4.	Гидроклапаны последовательности, выдержки времени и реле
давления ...................................................
§ 5.	Делители потока и гидроклапаны соотношения и разности дав-
лений ......................................................
Глава VI. Гидравлические вычислительные устройства . .............
§ 1.	Элементы цифровых гидравлических вычислительных устройств
§ 2.	Дискретные логические устройства.......................
§ 3.	Электрогидравлическая аналогия.........................
§ 4.	Элементы гидравлических решающих усилителей ...........
§ 5.	Принципы построения гидравлических решающих усилителей
Глава VII. Гидролинии и уплотнения соединений ....................
§ 1.	Гидролинии ............................................
§ 2.	Уплотнения неподвижных соединений......................
§ 3.	Уплотнения подвижных соединений.......................
Глава VIII. Гидроемкости ......................................
§ 1.	Гидробаки............................................
z§ 2. Гидроаккумуляторы ..............................  .
Глава IX. Кондиционеры рабочей жидкости................  .	. . .
§ 1.	Охлаждение рабочей жидкости..................  .	. . .
§ 2.	Фильтры .............................................
§ 3.	Сепараторы ...........................................
Список литературы ..............................