БИБЛИОТЕКА ПО АВТОМАТИКЕ
Выпуск 70
М. Д. ЛЕМБЕРГ
ЭЛЕМЕНТЫ
ГИДРОАВТОМАТИКИ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЙЬТВО
МОСКВА
1962
ЛЕНИНГРАД

Редакционная коллегия:
И. В. Антик, А. И. Бертинов, С. Н. Вешеневский,
В. С. Кулебакин, В. С. Малов, В. Э. Низе, А. Д. Смирнов,
Б. С. Сотсков
Книга содержит материалы по классификации,
принципу действия и области применения
элементов и устройств гидроавтоматики.
В книге рассматриваются принципы действия
и устройство гидравлических датчиков, линий
связи, автоматических регуляторов и
вспомогательного оборудования.
Книга предназначена для
инженерно-технических работников, занимающихся вопросами
автоматизации производственных процессов, а также
может быть полезной для студентов втузов.
6П2.15 Лемберг Михаил Дмитриевич
Л 44 Элементы гидроавтоматики, М.—Л., Госэнергоиздат,
1962, 128 с. с черт. („Библиотека по автоматике", вып. 70)
6П2«15
ЭЭ-5(4)-3
Редактор Я. А. Плевако
Техн. редактор Я. А. Бульдяев
Сдано в набор 21/VIII 1962 г.
Т-12000 Бумага 84Х108у81
Тираж 19 000 экз.
Ц*на 45 коп.
Подписано к печати 22/XI 1962 г.
6,56 п. л. Уч.-изд. л. 8,9
:оп. Заказ 2560
Типография Госэнергоиздата. Москва, Шлюзовая наб., 10,

ПРЕДИСЛОВИЕ
В принятой XXII съездом КПСС программе партии говорится,
что основой создания материально-технической базы для построения
коммунизма в нашей стране являются автоматизация и
механизация производства. Поэтому исключительно большое значение имеет
правильное определение направлений в развитии автоматизации
производственных процессов.
В настоящее время наряду с электрическими средствами
автоматизации все большее распространение получают пневматические
и гидравлические автоматические устройства, приборы и системы.
В годы первой пятилетки средства гидроавтоматики в СССР
применялись в основном только на гидравлических прессах. В 1933—
1936 гг. были впервые гидрофицированы протяжные и
шлифовальные станки. Широкое распространение в металлорежущих станках
и особенно в автоматических станочных линиях гидроприводы и
гидроавтоматика получили в послевоенные годы. В настоящее время
более 60% существующего парка металлообрабатывающего
оборудования оснащено (Гидросистемамд.
Наряду с использованием средств и систем гидроавтоматики
в станкостроении они находят широкое применение в авиации,
оборонной технике (следящие и дистанционные системы), при
автоматизации технологических процессов в металлургии, на
электростанциях, автоматизации газовых и паровых турбин и т. п.
(автоматические гидравлические регуляторы и комплексные гидравлические
системы автоматического регулирования).
Настоящая книга предназначена для инженерно-технических
работников, занимающихся автоматизацией в различных областях
народного хозяйства, но не имеющих специальной подготовки.
Автор выражает глубокую благодарность редактору Н. А. Пле-
вако, сделавшему ряд ценных замечаний и оказавшему большую
помощь автору при доработке рукописи.
Автор

ГЛАВА ПЕРВАЯ
РОЛЬ ГИДРОАВТОМАТИКИ В АВТОМАТИЗАЦИИ
ПРОИЗВОДСТВЕННЫХ ПРОЦЕССОВ
1. ОСОБЕННОСТИ И ВОЗМОЖНОСТИ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ,
ПНЕВМАТИЧЕСКИХ И ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
АВТОМАТИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ
В зависимости от функций, выполняемых в технологическом
процессе устройствами автоматики, их разделяют на четыре
основных вида: автоматический контроль (измерение, сигнализация, учет),
автоматическая защита (включая автоматическую блокировку),
автоматическое управление и автоматическое регулирование.
Однако все системы автоматики состоят из одних и тех же
элементов, хотя их конструктивное оформление и источники
энергии, которыми они -приводятся в действие, могут быть различными.
Совершенно очевидно, что каждая из систем автоматизации
(электрическая, пневматическая, гидравлическая) имеет свои
положительные и отрицательные стороны. Поэтому было бы
неправильным утверждать, что какая-то из этих систем является наилучшей
для всех отраслей промышленности и условий работы. В каждом
конкретном случае выбор системы основывается на тех ее
качествах, без которых либо невозможна, либо нецелесообразна
автоматизация данного технологического процесса в данных условиях
(решающими факторами могут быть как рабочие, так и
конструктивные или экономические характеристики данной системы).
Не затрагивая весьма сложной и еще не решенной до конца
задачи всестороннего строгого сопоставления различных систем
автоматизации, мы попытаемся хотя бы обобщенно сравнить
конструктивные, рабочие и экономические характеристики
электрической, пневматической и гидравлической систем автоматизации,
заранее допуская, что некоторые из этих сопоставлений будут спорны
из-за сложности вопроса.
К числу основных характеристик систем автоматизации следует
отнести:
1. Конструктивные характеристики:
а) металлоемкость:
б) сложность;
в) подверженность коррозии;
г) взрыво- и пожаробезопасность,
2. Рабочие характеристики;
а) надежность;
5

б) долговечность;
в) точность;
г) дальность действия системы;
д) быстрота действия системы;
е) быстрота действия исполнительных органов;
ж) возможность получения больших моментов и усилий;
з) плавность хода и возможность регулирования скорости
движения исполнительных органов;
и) простота осуществления законов регулирования.
3. Экономические характеристики:
а) стоимость изготовления;
б) расход энергии;
в) эксплуатационные расходы;
г) коэффициент полезного действия.
Рассмотрим кратко современные возможности различных
систем автоматизации и дадим их сравнительную оценку в рамках
приведенных выше характеристик.
а) Конструктивные характеристики
Металлоемкость. Электрическая и в особенности электронная
аппаратура имеет небольшую металлоемкость. Однако необходимо
отметить, что электрические исполнительные органы (в тех случаях,
когда требуется получение или возвратно-поступательного
движения, или большого крутящего момента при малой скорости
вращения) весьма громоздки и сложны. Пневматические и в еще большей
степени гидравлические системы, проигрывая электрическим в
компактности и весе аппаратуры управления, значительно превосходят
последние по конструктивным возможностям получения
малогабаритных и мощных исполнительных органов.
Сложность. Понятие «сложность» включает в себя
конструктивную сложность отдельных элементов системы, сложность монтажа
и наладки системы в целом, сложность эксплуатации и ремонта.
При сравнении с этой точки зрения гидравлической и электронной
автоматических систем выявляется следующее:
а) конструктивные элементы обеих систем в значительной мере
нормализованы и унифицированы, однако создание уникальных
гидравлических элементов значительно проще, чем подобных им
электронных (например, усилителей);
б) проверка и наладка отдельных элементов обеих систем
несложны, однако в электронной системе количество элементов
больше и взаимовлияния их сложнее;
в) монтаж и наладка электронной системы в целом требуют
более высокой квалификации персонала, чем гидравлической, так
как наладка гидросистемы ведется, как правило, только по одному
параметру — давлению;
г) ремонт и эксплуатация гидравлических систем не требуют
высокой квалификации персонала: вьшвление дефектов в
гидравлических системах значительно проще, чем в электронных.
Подверженность коррозии. Аппаратура пневмо- и
гидроавтоматики значительно меньше подвержена коррозии, чем
электроаппаратура. Пневматические приборы и устройства продуваются
очищенным воздухом; в большинстве систем гидроавтоматики в качестве
рабочей жидкости применяется минеральное масло, постоянно и
6

обильно смазывающее большинство важнейших трущихся деталей,
что в свою очередь исключает их коррозию.
Взрыво- и пожаробезопасность. С точки зрения взрыво- и
пожаробезопасное™ наиболее совершенна пневматическая система
автоматизации. Гидравлическая система, не являясь взрывоопасной,
из-за применения в качестве рабочей жидкости минеральных масел
является пожароопасной. Однако в последнее время все чаще
применяются жидкости, безопасные в пожарном отношении,
устраняющие упомянутый весьма существенный недостаток гидравлических
систем. Создание электроаппаратуры во взрыво- и
пожаробезопасном исполнении возможно (и она используется в промышленности),
но взрывозащищенность связана с значительным ее удорожанием,
увеличением габаритов и веса, усложнением эксплуатации и ремонта.
б) Рабочие характеристики
Надежность. Под надежностью системы понимается
безотказность ее работы в течение определенного отрезка времени. Это
определение надежности логически включает в себя следующее
основное требование, предъявляемое к автоматической системе, —
наименьшая зависимость, а в пределе и полная независимость системы
от изменения условий внешней среды в заданных границах.
Система должна правильно работать при определенных
допустимых .колебаниях уровней командных и исполнительных сигналов,
при внешних температурных колебаниях, изменении влагосодержа-
ния и пылесодержания воздуха, при определенных уровнях помех
и паразитных внешних воздействий. Во многих случаях к системе
предъявляются дополнительные требования: стойкость к
агрессивным средам, нечувствительность к вибрациям и т. п.«
Сравнение надежности автоматических систем из-за отсутствия
достаточных данных весьма затруднительно. Основываясь на опыте
эксплуатации пневматических и гидравлических систем, можно
сказать, что обычно в очень ответственных случаях применяются
именно эти системы, а не электрические и электронные. Так, например,
системы наведения. орудий, где требуется высокая надежность, как
правило, делаются гидравлическими. Системы внутренней
автоматики на американских спутниках в основном выполнены
пневматическими.
Долговечность. Если под надежностью системы понимается ее
устойчивая работа в течение определенного периода времени, то под
долговечностью следует понимать полный срок службы системы,
имея в виду возможность надзора и периодического ремонта.
Совершенно очевидно, что чем больше срок службы отдельных
элементов системы, тем долговечнее система в целом. Весьма
затруднительно сравнивать долговечность элементов пневмо- и
гидроавтоматики с долговечностью полупроводниковых и ферритовых элементов,
которые при сравнительно низком коэффициенте надежности имеют
высокую долговечность. Однако вполне ^возможно сравнивать
контактные элементы всех систем. Для примера сравним одну из
основных характеристик — число надежных срабатываний. Число
срабатываний электромеханических реле обычно не превышает
нескольких десятков тысяч. Число срабатываний пневмореле
составляет около 10 млн., а гидравлических беспружинных реле практиче-
7

ски неограниченно. Со временем (после нескольких миллионов
срабатываний) лишь немного увеличиваются потери давления.
Точность. Точность отдельных элементов автоматических
систем определяется техническими требованиями, положенными в
основу при их разработке. Однако необходимо отметить, что точность
приборов имеет пределы, а следовательно, и точность системы в
целом, определяемая точностью входящих в нее элементов,
ограничена. С точки зрения достижимой точности элементы электрических,
пневматических и гидравлических систем обладают примерно
равными возможностями. Исключение, пожалуй, составляют
пневматические измерительные приборы, точность которых может быть очень
высока и позволяет, например, измерять длину . с точностью до
0,1 мк и выше.
Необходимо отметить, что пневматические и в особенности
гидравлические системы обладают высокой точностью регулирования
скорости движения исполнительных органов. Так, например,
следящие гидравлические системы, широко распространенные на
современных металлорежущих станках, обеспечивают точность
обработки деталей до 0,01 лш, что составляет десятые доли процента
величины полного диапазона регулируемого хода исполнительного
органа. С помощью электрических исполнительных органов
подобную точность регулирования хбда практически обеспечить
невозможно. Этим - можно также объяснить и то обстоятельство, что
во многих электронных системах применяются пневматические и
гидравлические исполнительные механизмы.
Дальность действия. Электрические системы обладают
практически неограниченной дальностью действия. Чисто пневматические
системы ограничены целесообразным радиусом действия 300—600 м.
Гидравлические системы обычно не применяются в тех случаях, где
требуется дальность действия выше 50—60 м.
Быстродействие системы. На первый взгляд кажется очевидным,
что быстродействие систем электроавтоматики значительно
превышает быстродействие других систем. Однако в действительности
во многих случаях пневмо- и гидросистемы не только конкурируют
с электрическими, но и превосходят их по скорости срабатывания
(сравнение проводится для электроконтактных систем). Наглядным
примером могут' служить гидравлические и пневмогидравлические
следящие системы, быстродействие, которых в 10-415 раз выше, чем
у электрических следящих систем. Для сравнения можно также
рассмотреть частоту срабатывания релейных элементов, чаще других
используемых для создания схем управления. Электромеханические
реле обычно допускают не более 50—1100 срабатываний в секунду
(и то только некоторые их типы). Время срабатывания
гидравлического реле-золотника не превышает 0,005—0,01 сек. Время
срабатывания пневматических релейных элементов такое же.
Скорость электрического командного импульса очень велика, но
практическую ценность это качество электрических систем
представляет только в случае значительного удаления управляемых
объектов от командного пункта. При автоматизации объектов с
расположением автоматических регуляторов или программных устройств
вблизи объекта вполне достаточна и скорость распространения
командного импульса пневматических и гидравлических систем.
У пневматических систем эта скорость достигает половины скорости
распространения звука в воздухе, если амплитуда командного им-
8

пульса на 'приемной стороне составляет 20—30% амплитуды на
передающей стороне.
Скорость распространения гидравлического импульса
(давления) столь велика, что при расчетах точности и чувствительности
погрешностью, связанной с запаздыванием передачи импульса
давления, можно пренебречь. Так, например, эта скорость для
жидкостей с малой вязкостью i(3—5°Е) при применении стальных труб
равна 1 060—1100 м/сек, причем она почти не зависит от величины
давления жидкости и диаметра трубопровода. При повышении
вязкости скорость несколько снижается, особенно для труб малого ее*
чения; так например, в жидкостях с вязкостью порядка 90—/100° Е,
идущих по трубе диаметром 13 мм, она может снизиться до
1 000 м/сек, а по трубе диаметром 4 мм — до 700—750 м/сек.
Быстродействие исполнительных органов. Вне зависимости от
назначения объекта рабочие органы можно подразделить на три
типа:
II) механизмы с вращательным движением;.
2) механизмы с возвратно-поступательным движением;
3) механизмы, в которых совмещаются вращательное и
возвратно-поступательное движение.
Поскольку исполнительные механизмы третьего типа
распространены сравнительно мало, остановимся на быстродействии
механизмов только с вращательным или возвратно-поступательным
движением. Наиболее распространенными исполнительными
механизмами вращательного типа являются электродвигатели.
Промышленность выпускает электродвигатели, дающие от нескольких
оборотов до нескольких тысяч оборотов в минуту. С точки зрения
скоростных характеристик пневматические двигатели роторного типа
не уступают электрическим. Пневмодвигатели такого типа, имеющие
значительно меньшие габариты, чем электрические, позволяют
получать до 100 тыс. об/мин.
Быстродействие пневматических и гидравлических механизмов
с возвратно-поступательным движением значительно (примерно
в 10 раз) выше, чем электрических.
Кроме того, получение значительных усилий непосредственно
с помощью электрических исполнительных механизмов возвратно-
поступательного движения практически невозможно. Поэтому для
получения больших усилий обычно применяют электродвигатели
с механическими устройствами, преобразующими вращательное
движение в прямолинейное.
Возможность получения больших моментов и усилий. Для
примера можно сравнить три исполнительных органа: электрический
соленоид, пневматический и гидравлический поршневые приводы,
имеющие одинаковые габариты (0 150 мм). Соленоид развивает
на штоке усилие 40—60 кГ, пневмопривод при рабочем давлении
30 кГ/см2 развивает на штоке усилие 5 325 кГ, гидропривод,
работающий при обычном давлении (55—60 кГ/см2), развивает на
штоке усилие 10 650 кГ.
Электродвигатели в большинстве случаев применяются с
редукторами из-за трудности создания низкооборотных электродвигателей
с большим крутящим моментом.
Плавность хода и возможность регулирования скорости
движения исполнительных органов. Пневматические и гидравлические
исполнительные органы возвратно-поступательного типа имеют зна-
9

чительно более плавный ход, чем аналогичные электрические.
Регулирование скорости перемещения поршня или мембраны достигается
в них путем обычного дросселирования. Из числа электрических
исполнительных органоуВ непосредственному регулированию
поддаются лишь электродвигатели постоянного тока.
Простота осуществления законов регулирования.
Пневматические и гидравлические автоматические системы осуществляют
заданные законы регулирования более простыми средствами, чем
электрические устройства. Этим и объясняется тот факт, что в
промышленности преобладают именно пневматические и гидравлические
автоматические регуляторы приборного типа и агрегатные
унифицированные системы автоматического регулирования.
в) Экономические характеристики
Стоимость изготовления. Сравнивать обобщенно стоимость
изготовления автоматических систем различных типов без привязки
к конкретному объекту невозможно. Такие данные могут быть
приведены с достаточным обоснованием, если одну и ту же задачу
автоматизации решать различными средствами. К сожалению,
экономическим вопросам, относящимся к автоматизации, в литературе
пока не уделяется должного внимания. Поэтому можно проводить
аналогию лишь по отдельным элементам, например сравнивать
стоимость эквивалентных регуляторов непрямого действия или
двигателей, имеющих равноценные характеристики и равные
мощности.
Если сравнить, например, стоимость различных регулирующих
блоков, выполняющих аналогичные функции, то окажется, что
стоимость гидравлических и пневматических блоков в 2—8 раза ниже
стоимости электронных блоков.
При сопоставлении стоимости исполнительных механизмов,
например пневматических и электрических вращательного типа,
оказывается, что первоначальная стоимость пневматических
механизмов в 3—4 раза меньше электрических. Создание же мощных
электрических исполнительных механизмов поступательного движения
обошлось бы во много раз дороже изготовления аналогичных
гидравлических механизмов.
Однако необходимо отметить, что эксплуатационные расходы,
наоборот, выше у пневматических исполнительных органов, так как
энергия сжатого воздуха обходится дороже (в расчете на единицу
работы, производимой исполнительным механизмом), чем
электрическая энергия.
Во многих случаях, сопоставляя экономические
характеристики элементов различных автоматических систем, невозможно и не
следует останавливаться на моносистеме. Наглядным примером
применения комплексных пневмо-, гидро- и электроавтоматических
систем могут служить автоматические станочные линии.
Расход энергии. К автоматическим системам, расходующим
наименьшее количество энергии, относятся электронные системы,
построенные на полупроводниках, и пневматические системы,
работающие на низком давлении (порядка 100 мм вод. ст.). В
отечественной промышленности пока такие пневматические системы находятся
в стадии разработки (Институт автоматики и телемеханики АН
СССР). Промышленное применение они нашли в США и фРГт
Ю

Если же сравнивать потребление энергии промышленными
системами автоматики, то места распределятся следующим образом
(в порядке увеличения потребления энергии):
II) электрические;
2) гидравлические;
3) пневматические.
Объясняется это тем, что для питания лневмо- и гидросистем
требуется предварительное 'преобразование электрической энергии
в энергию сжатого воздуха или напор жидкости.
Совершенно очевидно, что такое дополнительное
преобразование одного вида энергии в другой неизбежно ведет к
дополнительному расходу энергии; потери энергии в трубопроводах также выше
потерь в электропроводах.
Коэффициент полезного действия. Коэффициент полезного
действия любой автоматической системы является одновременно и
технической (рабочей), и важной эксплуатационной характеристикой.
От к. п. д. в значительной степени зависят расходы, связанные
с эксплуатацией. Совершенно очевидно, что с точки зрения этой
характеристики в наиболее выгодном положении находится
электрическая система автоматизации.
Для питания гидравлической системы требуется жидкость под
давлением; для питания пневматических систем автоматизации —
сжатый воздух. В гидравлических системах для этой цели
используются насосы, в пневматических — компрессоры. И те, и другие
в большинстве случаев приводятся в действие электродвигателями.
Поэтому как в гидравлических, так и в пневматических системах
автоматизации неизбежны дополнительные потери энергии,
связанные с ее преобразованием из одной формы в другую, а
следовательно, и дополнительное по сравнению с чисто электрическими
системами снижение коэффициента полезного действия. Помимо того и
к. п. д. отдельных элементов электрических систем в большинстве
случаев выше к. п. д. эквивалентных гидравлических и
пневматических элементов.
2. ПРИНЦИП РАБОТЫ И КЛАССИФИКАЦИЯ УСТРОЙСТВ
ГИДРОАВТОМАТИКИ
Гидравлические устройства в широком понимании термина
предназначены для использования в промышленных целях изменения
либо параметров жидкости (масла, воды и т. д.) как рабочего тела,
либо ее состояния с точки зрения содержания примесей (пыли,
влаги, смол). Основные параметры жидкостей, используемых в
качестве рабочего тела в гидравлических системах и устройствах, — это
давление, температура, теплосодержание, содержание смол, влаги
и воздуха.
В любых гидравлических устройствах рабочая жидкость
взаимодействует с различными аппаратами, механизмами и их деталями:
цилиндрами, поршнями, мембранами, трубопроводами и др.
Гидравлическая система автоматизации производственного
процесса представляет собой целесообразное соединение различных
гидравлических устройств, в которых обеспечиваются определенные
движения частей и силовые соотношения.
Гидравлические системы автоматического управления и
регулирования, независимо от частных особенностей их задачи, состоят
11

из немногих видов гидравлических устройств, основные из которых
следующие:
1) преобразователь механической работы в потенциальную
энергию давления рабочей жидкости — гидравлический насос;
2) преобразователь энергии давления рабочей жидкости в
механическую работу;
3) трубопроводы, по которым транспортируется рабочая
жидкость;
4) регулирующие и распределительные устройства,
обеспечивающие последовательность этапов работы системы а. необходимый
характер протекания процессов в ней путем создания определенной
схемы движения и осуществления необходимых изменений
параметров потоков рабочих жидкостей;
5) контролирующие устройства, назначением которых является
измерение параметров работы звеньев системы и рабочей жидкости;
6) вспомогательные устройства.
В каждом конкретном случае в зарисимосга от назначения и
условий работы гидравлических систем управления и регулирования
перечисленные гидравлические устройства могут принимать
разнообразные конструктивные формы, а некоторые из них —
отсутствовать.
Гидравлические насосы компактны, сравнительно просты в
обслуживании и несложно регулируются. Промышленность
производит несколько типов гидравлических насосов: поршневые с
возвратно-поступательным движением поршней, ротационные с
вращательным движением роторов (шестеренчатые, винтовые и лопастные) и
ротационно-поршневые, сочетающие поршневой и ротационный
типы.
Трубопроводы в гидравлических системах служат для передачи
энергии между преобразователями и для связи их с органами
управления и регулирования. В развитой гидравлической системе
трубопроводы обычно имеют сложное параллельно-последовательное
расположение. В качестве трубопроводов применяются жесткие
металлические трубы и гибкие шланги.
Распределительные и регулирующие устройства обычно
представляют собой стандартные узлы с определенными элементными
функциями. Регуляторы выпускаются в виде конструктивно
объединенных в одно целое и кинематически связанных распределительных,
регулирующих и контрольных элементов вместе с устройствами для
подключения внешних трубопроводов.
Контроль в гидравлических системах ведется по давлению,
расходу, скорости потока. Однако основным параметром,
характеризующим работу гидравлической автоматической системы, является
давление рабочей жидкости. Как правило, этот контроль
осуществляется с помощью простых приборов — манометров.
К вспомогательным устройствам, применяемым в
гидравлических системах, относятся в основном фильтры, служащие для
очистки рабочей жидкости от пыли, влаги и смол. Сюда же следует
отнести и гидравлические аккумуляторы, которые в гидравлической
системе являются резервными накопителями энергии рабочей
жидкости, находящейся под давлением, компенсируют неравномерности
подачи и потребления жидкости и тем самым снижают пульсации
давления жидкости в системе. Довольно часто гидроаккумулятор
служит самостоятельным источником кратковременного питания ги-
12

Дравлической системы с постоянным давлением. К этой же группе
относятся емкости (баки), пробные и спускные крадики и т. il "
Для преобразования энергии давления рабочей жидкости в
механическую работу служат исполнительные гидравлические органы.
Для получения возвратно-поступательного движения
применяются поршневые, плунжерные и мембранные рабочие цилиндры; для
получения вращательного движения служат роторные (лопастные,
винтовые или шестеренчатые) двигатели, конструктивно
аналогичные насосам.
Классификация элементов гидроавтоматики представлена на
рис. 1.
Все гидравлические автоматические устройства при
классификации их по функциональным признакам могут быть представлены
тремя группами. При этом предусматривается, что во всех группах
рабочая жидкость под давлением взаимодействует с
механическими частями й деталями.
К первой группе относятся гидравлические устройства, в
которых происходит изменение только параметров рабочей жидкости.
Сюда относятся дроссельные устройства различных конструкций
(игольные, щелевые, сопловые и др.) и устройства для очистки
жидкости.
Во вторую группу входят гидравлические устройства, в
которых происходит изменение относительного положения подвижных
механических частей устройств и, как правило, изменение
гидравлических параметров жидкости. Основное назначение устройств этой
Рис. 1. Классификация элементов гидроавтоматики.
13

группы — изменение направления подачи рабочей жидкости,
включение и отключение трубопроводов и других емкостей или
воздействие на гидравлические параметры с целью изменения их; в
большинстве случаев имеют место оба явления.
К этой группе относятся распределительные устройства
различных конструктивных разновидностей (крановые, золотниковые и
клапанные), предохранительные, обратные и ряд других клапанов,
а также регулирующие устройства, в которых происходит
некоторое перемещение механических частей, в результате чего давление
рабочей жидкости или ее расход изменяются в заданном
направлении и т. п.
К третьей группе гидравлических устройств относятся такие,
в которых происходит преобразование одного вида энергии в
другой либо с целью получения механической работы, либо с целью
изменения удельного запаса энергии жидкости. В гидравлических
устройствах этой группы во время их работы происходит
одновременное изменение гидравлических и механических параметров.
ГЛАВА ВТОРАЯ
РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
СИСТЕМ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЛИНИИ СВЯЗИ
3. РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
В качестве рабочей жидкости в гидравлических системах
конечных автоматов получили применение почти исключительно
минеральные масла различных марок. В системах автоматического
регулирования применяется также и вода. Минеральные масла
облагают большей стойкостью, чем масла органического происхождения,
хорошими антикоррозионными качествами и смазывающей
способностью. Кроме того, они дешевле растительных масел.
Жидкости в гидросистемах подвержены воздействию
температур, давлений и скоростей, изменяющихся в широком диапазоне.
Работа гидравлического насоса имеет целью создание разницы
давлений между всасывающей полостью и нагнетательным
трубопроводом. Во время .работы насоса давление во всасывающей
полости, а значит, и во всасывающем трубопроводе значительно
меньше давления в нагнетательном трубопроводе. Это повышенное
давление в нагнетательной линии может быть использовано для
создания рабочих усилий в механизмах и для осуществления
движения потоков жидкости с требуемыми параметрами (скорости,
расходы и т. п.).
Наряду со своим основным назначением — передавать движения
и создавать усилия, жидкость в гидросистемах должна надежно
смазывать рабочие механизмы и детали гидравлических устройств.
Рабочие жидкости, применяемые в гидросистемах, должны
удовлетворять следующим требованиям:
1) жидкость должна быть безопасна в пожарном отношении;
2) из жидкости при рабочих температурах не должны
выделяться пары;
3) количество воздуха, растворенного в жидкости, должно быть
минимальным, чтобы не было сильного пенообразования;
14

4) при происходящих в рабочем диапазоне изменениях
температур и давлений жидкость должна сохранять хорошие
смазывающую способность и химическую стойкость;
5) жидкость не должна разрушать уплотнений гидросистемы и
вызывать коррозию деталей механизмов, с которыми она
соприкасается;
6) содержание механических примесей и влаги в жидкости
должно быть минимальным;
7) вязкость жидкости для данных рабочих условий должна
быть оптимальной и не изменяться в диапазоне рабочих температур;
8) жидкость не должна оказывать вредного влияния на
здоровье человека.
В тех случаях, когда гидросистема эксплуатируется при очень
низких температурах (до —60°С), в качестве рабочей жидкости
применяют смесь смазочных масел с глицерином, спиртом и чистым
керосином.
В гидравлических устройствах и системах высокой точности
рабочая жидкость должна иметь очень незначительные
температурные изменения вязкости, поэтому в таких случаях применяют
специальные жидкости типа полимеров, кремний-органики или
соединений на эфирной основе с высоким индексом вязкости.
Гидравлические устройства должны надежно работать на
выбранном сорте масла. Однако один только выбор выгоднейшего
для данных условий сорта масла не гарантирует надежной работы
системы. Необходимо тщательно фильтровать масло как при
первоначальной заливке, так и при его эксплуатации. Время от времени
нужно сливать отработанное масло из всей системы и заполнять
систему свежим маслом того же сорта.
Для обоснованного выбора и применения масел в зависимости
от особенностей работы гидравлических устройств необходимо знать
основные свойства масел. В таблице даны характеристики масел,
применяемых в гидроприводах. Основные из этих характеристик:
удельный вес, вязкость, плотность и коэффициент объемного
сжатия— следует рассмотреть несколько подробнее.
Вес единицы объема рабочей жидкости называется ее удельным
весом. Если обозначить удельный вес через у, вес жидкЪсти G,
а объем V, то получим выражение для удельного веса:
G
Количество массы в единице объема называется плотностью
жидкости и обозначается р:
т
р = -у [кГ-сек21м%
где т — масса жидкости в объеме V, выраженная в кГ-сек2/м.
В зависимости от температуры и давления плотность масла
изменяется.
Изменение плотности рабочей жидкости в зависимости от
давления называется сжимаемостью жидкости. Существуют формулы,
характеризующие зависимости плотности жидкости от температуры
15

Характеристика масел, применяемых в гидравлических системах
Т
(вазелиновое),
ГОСТ
1840-51
Индустриальные масла

Цилиндровое 11

(цилиндровое 2),
ГОСТ 1841-51
Показатель качества
12
(веретенное 2),
ГОСТ 1707-51
20
(веретенное 3),
ГОСТ 1707-51
30
(машинное Л),
ГОСТ 1707-51
45
(машинное С),
ГОСТ 1707-51
50
(машинное СУ),
ГОСТ 1707-51

Турбинное 22,
ГОСТ 32-53
Удельный вес ....
(0,86-0,89)
(0,876—0,891)
(0,881—0,901)
(0,886-0,916)
(0,886—0,926)
(0,89-0,93)
(0,901)
(0,886-0,916)
Температура
вспышки по Бренкену (не
ниже), °С .....
165
170
180
190
200
180
(215)
Температура
вспышки по Мартенс-
Пенскому (не
ниже), °С
125
_
_
_
Температура
застывания, (не выше),
°С
—20
—30
—20
—15
—10
—20
—15
+5
Вязкость при 50° С:
а)
кинематическая, сет . . .
б) условная, °Е . .
5,1-8,1
1,4-1,72
10—14
1,86—2,26
17-23
2.6-3,31
27—33
3,81—4,59
38—52
5,74—7,07
42—58
5,76—7,86
20—23
2,9—3,2
-
Вязкость при 100° С:
а)
кинематическая, ест . . .
б) условная, °Е . .
—
-
-
-
-
-
9,0-13,0
1,76—2,15
Кислотное число, мг
КОН на 1 г масла
(не более)
0,04
0,14
0,14
0,2
0,35
0,15
0,04
0,3
Зольность, % (не
более)
0,005
0,007
0,007
0,007
0,007
0,005
0,005
0.3
Химические примеси.
Отсутствие
—
—
0,007
0,007
0.007
Отсутствие
0,007
Водорастворимые
кислоты и щелочи
Отсутствие

и давления. Однако для упрощенных расчетов с достаточной
точностью принимают постоянную среднюю плотность.
Удельный вес и плотность связаны между собой зависимостью:
Y=P£>
где g—ускорение силы тяжести, м/сек2.
Внутреннее трение жидкости характеризуется ее
коэффициентом вязкости или сокращенно вязкостью, которую можно выразить
в абсолютных и относительных единицах.
Размерность вязкости в системе СГС — дин - сек/см2, системе
МКС — н * сек/м2. В системе МКГСС абсолютная единица вязкости
равна кГ - сек/м2. Единица вязкости в системе СГС
называется пуазом (пз). На практике часто пользуются как
единичной мерой величиной 0,01 пз — сантипуазом. Единицы- вязкости
в системах СГС, МКС и МКГСС связаны между собой
соотношениями 1 н • ce/c/At2=0,l пз= 10 спз и 1 кГ • ce/c/jw2=98,l лз=9 810 спз.
Вместо рассмотренных измерителей, характеризующих так
называемую динамическую вязкость |л, в расчетах довольно часто
пользуются величиной кинематической вязкости v. Последняя получается
от деления \х на плотность р:
V==T'
В системе единиц СГС кинематическая вязкость имеет
размерность см2/сек (1 см2/сек называется стоксом); в системах МКС и
МКГСС единицей кинематической вязкости служит 1 м2/сек.
Непосредственное измерение абсолютной вязкости затруднено.
Поэтому для измерения вязкости обычно пользуются
вискозиметром— прибором, определяющим условную, или относительную,
вязкость сравнительно с вязкостью другой жидкости в
определенных условиях, принимаемой за условную единицу. Относительную
вязкость масел измеряют часто в градусах Энглера (°Е). Гра-*
дусы Энглера представляют собой частное от деления времени
истечения 200 смъ испытуемой жидкости через капилляр диаметром
в свету 2,8 мм на время истечения через тот же капилляр 200 см3
воды при температуре 20° С.
При определении характеристик вязкости масел обычно
снимают три показания вискозиметра: при 20, 60 и 100° С —и обозначают
полученные величины соответственно °Е2о, °Ебо и °Еюо.
4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЛИНИИ СВЯЗИ
В большинстве случаев элементы гидравлических
автоматических систем соединяются между собой трубопроводами, по которым
подводится и отводится рабочая жидкость.
Потери энергии в системах гидроавтоматики, как и в любых
гидравлических системах, складываются из объемных потерь,
обусловленных утечкой рабочей жидкости из системы, гидравлических
потерь, расходуемых на преодоление вязких (внутренних)
сопротивлений, неизбежно сопровождающих всякое движение жидкости, и
механических потерь на трение в движущихся частях механизмов.
Гидравлические потери в трубопроводах складываются из по-
2 М. Д. Лемберг,
17

терь на вязкое трение, зависящих от характера движения жидкости
(ламинарное или турбулентное), и потерь в местных сопротивлениях.
Для ламинарного движения жидкости (ламинарным
называется движение жидкости, при котором число Рейнольдса Re=
vd
— —<2 300) гидравлические потери можно определить, пользуясь
уравнением
I cv I
Д/> = ^^2=— ч— [кг/м%
где y — удельный вес жидкости, кг\мг\
v — кинематическая вязкость жидкости, м/сек2]
I — длина трубы, м\
d — внутренний диаметр трубы, м\
v — средняя скорость течения жидкости, м/сек;
с — коэффициент сопротивления, равный в среднем 32.
Для турбулентного движения падение давления определяется
по уравнению
Коэффициент сопротивления А, принимает различные значения
в зависимости от числа Re и относительной шероховатости стенок
трубы A/d, где А — абсолютная шероховатость, измеряемая в метрах
(средняя высота неровностей).
Потери давления от местных сопротивлений (соединительные
части, изгибы трубопровода, аппаратура) учитываются в долях
скоростного напора
где ? — коэффициент местного сопротивления, определяемый
опытным путем для каждого из многочисленных видов этих
сопротивлений;
v — скорость жидкости за сопротивлением, м/сек;
Y — удельный вес, кг\мг\
g = 9,81 м/сек2.
К монтажу трубопровода в гидросистемах предъявляется целый
ряд требований. Основные из них следующие:
1) надежность работы и безопасность обслуживания, для чего
необходимы в первую очередь прочное соединение отдельных
звеньев трубопровода и доброкачественное уплотнение всех его
стыков;
2) возможность легкой и быстрой замены поврежденных частей;
3) свободный доступ для осмотра всей трассы трубопровода
и возможность быстрого его ремонта в случае повреждения.
При монтаже гидросистем используются стальные сварные
газовые трубы для давлений р<16 ат, стальные гладкие трубы,
сваренные внахлестку, и медные трубы для давлений р^40 ат и
стальные бесшовные усиленные трубы для давлений выше 40 ат. В
некоторых случаях находят применение гибкие шлангц,
18

Стальная труба не должна работать при давлениях выше
определяемых по формуле
2sRv
/?=-/- [кГ/см2],
где s — толщина стенки;
d — внутренний диаметр;
Rp — допускаемое напряжение, кГ/см2, равное 35% предела
прочности при растяжении.
Трубы красной меди должны выдерживать, не давая течи, вну-
s
треннее давление р—\ 100 -г [кГ/см2] (но не более 70 кГ/см2),
где s — толщина стенки трубы и dn — наружный диаметр трубы.
В верхних точках гидравлического трубопровода может
скапливаться воздух. Для его выпуска в атмосферу необходимо
предусматривать воздуховьшускные пробки.
Монтаж труб необходимо вести, соблюдая следующие условия:
1) после окончания монтажа перед началом эксплуатации
трубопроводы должны быть проверены на герметичность при давлении,
равном 1,2 /?, где р — рабочее давление;
2) крепление трубопровода скобами, хомутами и т. п. должно
быть вполне надежным;
3) перед монтажом трубы необходимо очищать от окалины
в местах приварки наконечников, промывать раствором соляной
кислоты и продувать сжатым воздухом;
4) при ниппельном соединении частей трубопровода
сферическая часть наконечника и коническая расточка под него не
должны иметь вмятин, забоин и т. п. При повреждении этих
поверхностей допускается установка между ними медной, латунной или
алюминиевой прокладки.
Необходимый внутренний диаметр трубы определяется по
расходу жидкости и скорости ее движения в трубопроводе.
Необходимое проходное сечение определяется по формуле
100 Q
/7*p=-g-— [мм2],
где Q — расход жидкости, л[мин;
v — скорость движения жидкости, м/сек.
Преобразуя приведенную выше формулу, получаем выражение
для внутреннего диаметра трубы:
т. е.
Найденное таким образом значение внутреннего диаметра
трубы округляется до ближайшего большего значения по ГОСТ.
Соединение трубопроводов. Отдельные участки трубопроводов
гидравлических систем соединяются между собой с помощью спе-
2*
19

Рис. 2. Типы применяемых в
Слева — неподвижных;
циальной арматуры, позволяющей осуществить либо неподвижное
соединение, либо соединение, допускающее прямолинейное
перемещение или поворот трубопровода вокруг его оси без утечек
жидкости. Для исключения утечки через неплотности в арматуре
применяются главным образом два вида уплотнений: развальцовка конца
трубы, прижимаемого к внешней конической поверхности конца
ниппеля при помощи накидной гайки, и соединение со сферическим
концом ниппеля, прижимаемым к внутреннему конусу
развальцованного конца трубы. Второй тип соединений целесообразно применять
в тех случаях, когда трубы находятся под высоким давлением и
подвергаются частому демонтажу. На рис. 2 слева приведены различные
типы применяемых в гидроавтоматике неподвижных соединений.
На практике довольно часто встречаются случаи, когда одни
элементы гидросистемы (например, насос и регулирующая аппара-
20

Ж)
гидроавтоматике соединений,
справа — подвижных.
тура) неподвижны, а другие (например, исполнительные
механизмы) перемещаются. В таких системах необходимо применение
подвижных соединений отдельных участков трубопроводов (рис. 2
справа).
Некоторые вращающиеся соединения (рис. 2,в и д) дают
возможность направлять рабочую жидкость через штуцер 3 во
вращающийся вал; в конструкции .по рис. 2Д например, жидкость
подводится через отверстие во втулке / и затем направляется через
радиальные отверстия в кольце 2, уплотненном с двух сторон
манжетами, в осевое отверстие вала и далее — в рабочий цилиндр.
На рис. 2,е и ж приведены конструкции вращающегося
соединения для двух (потоков жидкости, направляемых в два независимо
работающих гидравлических исполнительных механизма или в две
полости одного реверсивного двустороннего исполнительного механизма.
21

ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ НАСОСЫ
5. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Насосы—это машины, преобразующие механическую энергию
двигателя в энергию состояния жидкости.
В процессе прохождения жидкости через насос она
приобретает некоторый дополнительный запас энергии, необходимый для
приведения в действие гидравлических двигателей, установленных
в качестве исполнительных органов на станках и машинах, заторных
и регулирующих органов, и для -преодоления сопротивлений
движению ее по трубопроводам. Повышение энергосодержания жидкости
проявляется в основном в форме возрастания ее статического
давления от некоторого значения pg [кГ/м2] до рз [кГ/м2] или, иначе,
в форме приращения ее статического напора от Я2=р2/у М Д°
Яз=Рз/уМ- Любой гидравлический насос создает напор //н=#з—#2
(или приращение давления рз—рг), что и является его задачей1.
Количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени
(подача насоса), в тех конструкциях, которые используются в
гидроприводах станков и машин и в системах автоматического
управления и регулирования, зависит только от размеров рабочих
органов насоса и числа оборотов его, но теоретически совершенно не
зависит от параметров жидкости, в частности от напоров Н2 и Я3.
Иными словами, в этих насосах напоры Я3 могут быть любыми при
данной подаче Q. Такие насосы называются насосами объемного
действия.
С помощью трубопроводов гидравлический насос соединяется
с питающим баком (линия всасывания) и с системой (линия
нагнетания).
Цикл работы насоса объемного действия состоит из следующих
этапов:
1) образование вакуума в рабочей камере за счет увеличения
ее объема;
2) заполнение рабочей камеры через линию всасывания
жидкостью из питающего бака под действием разности атмосферного
давления и вакуума в рабочей камере;
8) вытеснение жидкости в линию нагнетания из рабочей камеры
путем уменьшения ее объема.
Следовательно, при движении нагнетающих частей происходит
увеличение или уменьшение активного объема рабочей камеры
насоса; во время увеличения объема она соединена с линией
всасывания и отключена от линии нагнетания; после заполнения, когда
ее объем начинает уменьшаться, рабочая камера соединяется с
линией нагнетания и отделяется от линии всасывания.
Насосы можно классифицировать по многим признакам, в том
числе по принципу действия, назначению, роду перекачиваемой
1 Строго говоря, насос может повысить не только статический,
но и геометрический и динамический (v2/2g) напоры жидкости, но
эти приращения очень невелики по сравнению с возрастанием
статического напора и потому в расчетах мопут быть опущены.
22

жидкости, типу привода и др. Однако строгая классификация
насосов объемного действия не установлена.
По устройству эти насосы делятся на три группы: роторные,
инверсионные и клапанные.
Основными рабочими органами роторных насосов являются:
ротор, статор и замыкатель. У роторных насосов (а также у
инверсионных) в процессе их работы рабочая камера при каждом
переходе от всасывания к нагнетанию предварительно на короткий срок
герметически отделяется от камер всасывания и нагнетания за счет
относительного перемещения ротора, статора и замыкателей; эти же
перемещения осуществляют и необходимые изменения объемов
камер всасывания и нагнетания.
В свою очередь группа роторных насосов по конструктивным
признакам может быть подразделена на несколько подгрупп:
1) Насосы, в которых осуществляется только вращательное
движение ротора и жестко связанных с ним замыкателей при
неподвижном статоре, называются коловратными (например,
шестеренчатые насосы).
2) Насосы, у которых в качестве замыкателей применяются
лопасти или поршни, совершающие при вращении ротора в
неподвижном статоре перемещения относительно ротора или статора,
соответственно называются лопастными или поршневыми
ротационными насосами. Относительное движение замыкателей обычно
возвратно-поступательное; если оно совершается относительно ротора,
то замыкатели вращаются вместе с ротором; если же оно
совершается относительно статора, замыкатели расположены в
статоре.
3) Инверсионные насосы, у которых в отличие от роторных
вращается статор, а ротор неподвижен. В качестве примера можно
привести насос с наклонной шайбой и вращающимся дисковым
золотником, с помощью которого осуществляются соединение и
разъединение линий всасывания и нагнетания с рабочими камерами.
4) Клапанные насосы, в которых соединение и разъединение
рабочих полостей с линиями всасывания и нагнетания производятся
с помощью клапанов. Положительным свойством клапанных
насосов является более надежное (плотное) разъединение рабочей
камеры с линиями нагнетания и всасывания. Поэтому клапанные
насосы применяются для давлений 500 кГ/см2 и выше. Применение
же роторных насосов целесообразно для давлений не свыше 200—
220 кГ/см2.
6. ПАРАМЕТРЫ РАБОТЫ НАСОСА
Основными параметрами насоса являются производительность
(подача), напор, к. п. д., мощность, число оборотов и
всасывающая способность.
Производительность (подача) насоса. Производительностью.
насоса называется весовое или объемное количество жидкости,
подаваемое в нагнетательный трубопровод за единицу времени.
Весовая подача G может быть выражена в следующих единицах:
т/ч; т/мин; т/сек; кг/мин; кг/сек.
Объемная подача Q может быть выражена в следующих
единицах: м*/ч; мъ/мин; мг/сек; л/мин; л/сек.
23

Если обозначить через у удельный вес рабочей жидкости, то
связь между объемной и весовой производительностями выразится
формулой
g = yQ.
Напор насоса. Напором насоса называется приращение
удельной энергии 1 кг жидкости, которое ей сообщает насос (или ее
напора, что то же самое). Обозначается напор насоса символом Ян
и измеряется в метрах водяного столба.
Рис. 3. Расчетная схема для определения напора
насоса.
Приращение давления называется манометрическим давлением
насоса и измеряется в кГ/см2 или атмосферах. Приращение напора
на 1 м соответствует повышению давления на 0,1 кГ/см2.
Расчетная схема для определения напора насоса приведена на
рис. 3. ' - ■
Манометрический напор равен
ЯН = Я,— Я2,
где Я2 — статический напор, с которым жидкость поступает в
рабочую полость насоса (обычно давление всасывания ниже
атмосферного, и поэтому Я2 <С Ю>3 м);
Я3 — статический напор, с которым жидкость выходит из
насоса:
Я3 = Я4 + SAnl_lv = у- +z2 + SAnl_IV;
Я2 = Ht — = ~ zi — и,
где S/rj XI — потеря напора на линии всасывания /—//;
^ш- IV — потеря напора на нагнетательной линии III—IV;
24

— и — —статические напоры, атмосферный и в рабочем цн-
^ Y линдре;
гх и z2 — уровни насоса над питающим баком и рабочего
цилиндра над насосом.
Подставив значения Я2 и Я, в уравнение для Яй, получим:
Ян = *р-^' +zt + z% + 2И,_П + ЕЛпму.
Величина напора Я2 ограничена величиной вакуума,
достижимого в насосе данной конструкции • которая обычно дается
в характеристиках и заводских паспортах насосов. Поэтому
максимально допустимая высота всасывания равна:
V2
2макс = #£°к ~ "~~ 1Ь
где а — скорость жидкости во всасывающей линии перед входом
в насос.
В большинстве гидросистем станков и систем
авторегулирования величины Z\ и z2 очень малы, поэтому в практических расчетах
манометрический напор определяется по следующей формуле:
Ян == Pv Y Р* + Щ_и + 2ЛШ-1У.
Мощность и к. п. д. Если насос подает в нагнетательную
линию Q [ж3] жидкости в секунду, то запас энергии, получаемый
потоком в течение этого времени, равен
Величина Na называется полезной мощностью насоса. Полезная
мощность имеет размерность кГ*м/сек, если приняты размерности:
Y [*/У*3]; Q №/сек] и Ян [м].
Из сказанного выше вытекает определение полезной мощности
насоса как количества энергии, приобретаемой потоком жидкости,
подаваемым насосом в нагнетательную линию за 1 сек.
Мощность приводного двигателя насоса больше полезной
мощности насоса, т. е. Nw>NUy так как в практических условиях
неизбежны потери, возникающие внутри насоса в процессе передачи
энергии от насоса к жидкости.
Полным коэффициентом полезного действия насоса
называется отношение полезной мощности насоса к мощности на валу
насоса:
откуда
25

Мощность, потребляемая привддным двигателем насоСа, можно
найти по формуле
[кГ- м/сек],
где 7]дВ — к. п. д. двигателя;
7]п —к. п. д. передач от двигателя к насосу.
7. ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
Принципиальная схема установки поршневого насоса простого
действия со всасывающими и нагнетательными трубопроводами
(представлена на рис. 4,а.
Основными элементами-установки .поршневого насоса являются:
фильтр с обратным кла|паном 10, всасывающий трубопровод 2,
клапанная коробка с всасывающим клапаном 3 и нагнетательным
клапаном 4, цилиндр 9, поршень 1 со штоком 5 и нагнетательный
трубопровод 6.
Отрицательным свойством поршневого насоса простого
действия является неравномерная, пульсирующая подача жидкости
насосом вследствие того, что поршень насоса попеременно движется
вверх и вниз и притом с переменными скоростями, колеблющимися
за время одного рабочего цикла от нуля до -максимума.
Примем следующие условные обозначения:
V0— объем воздуха во всасывающем трубопроводе и клапанной
коробке, м3;
F — площадь поршня, ж2;
S — ход поршня, jjh;
pa —давление над уровнем в питающем резервуаре, кГ/м2.
Проследим за работой поршневого насоса с вертикально
расположенным цилиндром, считая, что в момент пуска поршень насоса
находится в крайнем нижнем положении; рабочая полость цилиндра
находится под поршнем.
Едва поршень начинает двигаться вверх, под ним образуется
пустое пространство, заполняемое тотчас же ларами жидкости,
имеющими давление рн.п насыщенного oiapa при данной
температуре. Это давление очень мало (для водяного пара при +.15° С оно
равно 0,017 ат, а при +80°С всего лишь 0,043 ат). Из-за
неизбежных неплотностей давление под поршнем рц будет выше рн.п (не
ниже величины ра——-—у. Под действием разности давлений
Ра— Рц жидкость поступает во всасывающий трубопровод 2 и
поднимается в не!м до нижней плоскости поршня (если, конечно,
разность высот между нижней плоскостью поршня и уровнем в
питающем баке не превысит найденной выше (величины zM&KC (даже при
верхнем положении поршня). При ходе поршня / вниз он давит на
жидкость, заключенную в цилиндре; создающаяся (положительная
разность давлений рц— ра закрывает всасывающий клапан 3, а
когда давление в цилиндре достигает величины р3, оно открывает кла-
26

г 6)
Рис. 4. Поршневые насосы,
а—схема устройства и действия поршневого
насоса простого действия; б—схема устройства
насоса двойного действия; 1 — поршень;
2—всасывающий патрубок; 3, 8—всасывающие
клапаны; 4, 7—нагнетательные клапаны; 5—шток;
б—напорный патрубок; 9— рабочий цилиндр.
27

пан 5, и поршень, двигаясь сверху вниз, выталкивает через
нагнетательный клапан 4 в нагнетательный трубопровод объем жидкости,
равный FS. Рост давления жидкости с р2 до Рз происходит почти
мгновенно (в «момент начала движения поршня сверху вниз.
В технике высоких и сверхвысоких давлений поршневые насосы
до сих пор не имеют себе равных, так как величина лапора,
создаваемого такими насосами, практически ограничивается лишь
прочностью деталей насоса и мощностью приводного двигателя.
Применяемые в настоящее время поршневые насосы можно
классифицировать по трем признакам: 1) по типу привода; 2)} по
кратности действия и 3) по типу рабочих органов.
|По типу привода насосы подразделяются на следующие группы:
1) прямодействующие, т. е. такие, у которых усилие от штока
двигателя передается непосредственно на шток насоса (иными
словами, поршни двигателя, обычно парового, и насоса имеют общий
шток);
2) приводнь/е, т. е. такие, у которых усилие от приводного
двигателя передается на шток поршня насоса через ряд передач,
заканчивающийся кривошипно-шатунным механизмом, шатун которого
шарнирно связан с крейцкопфом, посаженным на штоке поршня
насоса.
По кратности действия поршневые насосы подразделяются на
насосы одинарного, двойного и многократного действия.
Насос одинарного или простого действия, как видно из
приведенного выше описания, за один двойной ход поршня (вверх и
вниз) подает в нагнетательный трубопровод объем жидкости
V=FS, причем в течение одного хода происходит только
всасывание, а в течение второго — только нагнетание объема V. Насос,
у которого по обе стороны поршня расположены две рабочие
полости, имеет две клапанные коробки, каждая со всасывающим и
нагнетательным клапанами (рис. 4,6) и называется насосом двойного
действия. 'Когда поршень такого насоса движется сверху вниз,
открыты всасывающий клапан 3 и нагнетательный 7, а два других
клапана закрыты. За этот ход в систему (подается объем жидкости
Vi=FS. Ори ходе поршня снизу вверх открыты всасывающий
клапан 8 и нагнетательный клапан 4, а клапаны 3 и 7 закрыты. При
этом в систему нагнетается объем жидкости V2— (F — f)S, где f —
площадь сечения штока. Неравномерность подачи подобного
насоса почти вдвое меньше неравномерности подачи насоса простого
действия. Чтобы уравнять объемы рабочих камер и площади
поршня по обеим его сторонам, поршни насосов двойного действия
делают со сквозным штоком, проходящим сквозь обе рабочие
камеры.
Если соединить три насоса одинарного действия в один таким
образом, чтобы они имели общую всасывающую и нагнетательную
трубы и чтобы рабочие циклы цилиндров были смещены на 120°, то
получится насос тройного действия. Насос четверного действия
представляет собой соединение двух насосов двойного действия,
рабочие циклы которых смещены на 180°.
По типу рабочих органов насосы подразделяются на: 1)
поршневые (поршень выполнен в виде диска с уплотнительными
устройствами); 2) плунжерные (поршень выполнен в виде продолговатого
цилиндра); 3) с проходным поршнем, когда нагнетательный клапан
установлен непосредственно в поршне,
28

Производительность поршневых насосов. Теоретическая .подача
насоса простого действия за X оборот кривошипного вала равна
V.=*FS[m4o6].
Теоретическая подача насоса двойного действия за 1 оборот равна
сумме подач обеих его полостей:
Vo = Vt + V2 = 5 (2F - f) [мЧоб],
где f — площадь сечения штока поршня, м2.
Теоретическая подача за 1 оборот насоса, имеющего рабочих
полостей без проходящего штока и k2 со штоком, равна
V.^SHki + kJF-kJ] [м*/об].
Можно условно представить любой насос, как имеющий только
рабочие полости без проходящего штока; тогда условное число
рабочих полостей такого насоса равно
V._(kl + ki)F-kJ_ f.
а ~~ FS F 1 ' 2 ^2/7
Секундная теоретическая производительность насоса одинарного
действия при числе оборотов п в минуту равна
V0n FSn r . ,
Qt = -gQ-=-gQ- [м'/сек]\
для насоса двойного действия
V0n „ Sn
Qt = ~бТ={2F - ^ 60 \*ЧсекЪ
для любого насоса
FSn
QT = a -go" [м31сек].
Фактическая шодача насоса меньше теоретической из-за влияния
утечек жидкости и -подсосов воздуха через «неплотности, а также
вследствие того, что клапаны закрываются не мгновенно, и (поэтому
в начале хода нагнетания часть жид кости из рабочей камеры
насоса возвращается во всасывающую линию через всасывающий
клапан, а в начале хода всасывания часть жидкости, поданной в
нагнетательную линию, возвращается -в рабочую камеру через
.нагнетательный клапан. Потери .подачи учитываются объемным к. п. д.
насоса т]0, который всегда меньше единицы. Тогда
Q = QT7)0 [м*1сек].
Мощность и к. п. д. Мощность, затрачиваемая на привод
поршневого насоса с условным числом рабочих полостей я, определяется
по формуле
Nw ~ 75yj в yQ 75т) 4 500т) '
где G — весовая производительность насоса, кг/сек.
29

Полный к. п. д. насоса г) есть произведение трех составляющих
к. п. д.: объемного rjo, гидравлического г|г и механического т)м.
Коэффициент г)г учитывает то обстоятельство, что насос развивает
напор, больший чем Н на величину АЯН, которая расходуется на
преодоление внутренних гидравлических сопротивлений насоса.
Коэффициент т]м учитывает механические потери только в самом насосе.
Окончательно получаем:
YaFSnH^o — 4aFSnHH
Nu- 4 500ц01Им 4 5007]гт)м {Л' С]'
Основные размеры поршневого насоса. При расчете насоса
.пользуются заданными величинами требуемой производительности
Q [мъ1сек\ полезного напора Нп [м], давления на свободную
поверхность жидкости ра [/сГ/ж2]. К числу основных величин, подлежащих
определению или выбору в ходе расчета, относятся: D — диаметр
цилиндра; d — диаметр штока поршня; S — ход поршня; п — число
двойных ходов поршня или число оборотов вала в минуту.
Исходной для расчета поршневого насоса является формула,
выражающая (величину требуемой подачи:
y\oaFSn
Q = —go— \м>сек\-
Отношение хода поршня к его диаметру SjD в зависимости от
параметров насоса выбирается в пределах 1,5—3,5.
По величине отношения S/D насосы подразделяются на насосы
с коротким ходом поршня (])~ 1»5— 2^и насосы с длинным ходом
поршня ^p^^j- Для насосов низкого давления, а также
высокооборотных насосов следует выбирать меньшие отношения S/D; для
насосов высокого давления при небольших числах оборотов рекомен-
дуются большие отношения S/D. Приняв jy — k, получим S=kD и,
далее,
Q —
4-60
откуда при заданном или выбранном п получим:
л */ 240Q «/ Q
8. ШЕСТЕРЕНЧАТЫЕ НАСОСЫ
Рабочими органами шестеренчатого насоса являются две
находящиеся в зацеплении шестерни, установленные в корпусе, плотно
пришлифованном к их торцам и верхним граням зубьев. Число
зубьев г обычно выбирается в пределах 8—#0,
Зр

<На рис..5,а представлена с*ёма действия шестеренчатого itacoca,
имеющего две шестерни 2 и 5 с наружным зацеплением, которые
помещаются в корпусе / с возможно (меньшими радиальными и
торцовыми зазорами. При вращении этих шестерен образуется
разрежение в полости всасывания 8 ■вследствие того, что при
расцеплении пары зубьев шестерен во впадине между зубьями образуется
Рис. 5. Шестеренчатый насос,
а—схема действия шестеренчатого насоса; б — основные
детали шестеренчатого насоса: 1 — крышка корпуса; 2—
подшипник ведомой шестерни; подшипник ведущей
шестерни; 4— ведомая шестерня; 5~ведущая шестерня;
©—корпус; 7—крышка корпуса с уплотнительным
сальником; 8—уплотнительная набивка; 9—нажимная гайка;
10 —вал.
31

пустое пространство, ранее занятое зубом парной шестерни, тотчас
же заполняемое жидкостью из полости всасывания; такое же
количество жидкости поступает в эту полость из питающего бака 6
через всасывающий трубопровод 7.
При дальнейшем вращении шестерен масло из полости
всасывания переносится в полость нагнетания 3, а затем входящими в
зацепление зубьями выталкивается в нагнетательный трубопровод 4.
Активно используется не весь объем впадин между зубьями, так как
часть масла, заполняющая радиальные зазоры. 9 между зубьями,
при работе насоса не обменивается и создает «мертвое пространство.
В шестеренчатых насосах в ochobhoim применяются шестерни
с эвольвентйьщ удлиненным (для повышения производительности)
профилем зубьев; такие насосы просты в изготовлении, так как не
требуют жестко выдержанных расстояний между осями шестерен.
На рис. 5,6 приведена конструктивная схема шестеренчатого
насоса.
Производительность {подача) шестеренчатого насоса.
Теоретически насос с одинаковыми диаметрами шестерен за каждый оборот
нагнетает в систему объем жидкости, равный суммарному объему
впадин *между зубцами обеих шестерен; производительность
(подачу) шестеренчатого насоса можно с достаточной для практических
расчетов степенью точности определять по следующей формуле,
в которой объем впадин шестерни принят приблизительно равным
половине объема, заключенного между цилиндрами, диаметры
которых на величину модуля зацепления больше и меньше диаметра
начальной окружности шестерни (высота головки зуба принята
равной модулю зацепления):
Q = 2izDambnr\0 \мг/мин\,
где DH — диаметр начальной окружности шестерен, м;
т — модуль зацепления, м\.
b — ширина шестерен, м\
п г- скорость вращения шестерен, об/мин;
т]о — объемный к. п. д., учитывающий утечки жидкости и
подсосы воздуха.
Ввиду того что в этой формуле все величины, кроме /г,
постоянны (yj0 только приблизительно), можно написать:
Q = cn [м*/мин],
где с— постоянный коэффициент:
с = 2nDnmbfio.
Иными словами, подача шестеренчатого насоса почти
пропорциональна числу оборотов его.
. Коэффициент полезного действия шестеренчатого насоса.
Основными потерями в шестеренчатом насосе являются объемные и
механические.
Объемные потери возникают в результате утечек жидкости
через зазоры, а также за счет незаполнения впадин между зубьями
во всасывающей камере насоса из-за наличия в ней подсосанного
32

воздуха. К механическим потерям относятся потери на трение в под-
шинниках и сальниках, а также потери, обусловленные
относительным смещением слоев жидкости, перемещающихся в зазорах между
движущимися и неподвижными, деталями, и перерезанием потока
жидкости зубьями насоса.
Объемные и механические потери учитываются в расчетах
путем введения соответствующих коэффициентов полезного действия
т|0 и Т1м. Общий к, п. д. шестеренчатого насоса равен
П = W.
Шестеренчатые насосы широко применяются в (различных
гидравлических системах управления и автоматики там, аде требуется
постоянная объемная подача жидкости. Они обладают рядом
преимуществ но сравнению с другими типами гидронасосов, основные
из которых следующие:
1) простота конструкции и изготовления;
2) сравнительно небольшие размеры и вес;
3) практически равномерная подача;
4) незначительная зависимость давления от подачи;
5); долговечность.
Вместе с тем эти насосы очень чувствительны к увеличению
зазоров между шестернями и корпусом и быстро снижают подачу,
в особенности при повышенных давлениях. Поэтому шестеренчатые
насосы высокого давления требуют тщательного ухода и чистых
жидкостей. Помимо того, они требуют высокой точности в процессе
производства (корпуса, шестерни, вкладыши подшипников, валы).
9. ВИНТОВЫЕ НАСОСЫ
В последнее время во многих отраслях промышленности
винтовые насосы начали вытеснять шестеренчатые благодаря ряду
преимуществ. К их числу относятся: небольшие размеры и вес, бесшум-
ность, отсутствие взбалтывания перекачиваемой жидкости,
способность к перекачиванию жидкостей с самой различной вязкостью,
большая допустимая скорость вращения, а значит, и возможность
(прямого соединения с быстроходными двигателями-
Рабочими органами винтовых насосов служат роторы с
витками, идущими по винтовой линии. Роторов может быть два, три,
а иногда и более, причем один из них является ведущим, а
остальные -г- ведомыми. Камеры всасывания и нагнетания располагаются по
терцам винтовых роторов, а по цилиндрическим поверхностям
роторы плотно охватываются корпусом насоса (рис. 6,а).
Рабочая жидкость, находящаяся во всасывающей полости,
поступает в раскрывающуюся винтовую впадину каждого ротора; при
дальнейшем вращении ротора эта впадина замыкается
выступающими'.витками других роторов, которые проталкивают жидкость,
находящуюся во впадине, к нагнетательной полости. В нагнетательной
полости впадина размыкается и жидкость, находившаяся между
входящими в зацепление витками, как в шестеренчатом насосе,
проталкивается через нагнетательную камеру в нагнетательный
трубопровод.
Для надежной работы винтовых насосов необходимо в
максимальной степени исключить возможность перетекания жидкости из
g М. Д. Лемберг. 33

Рис. 6. Винтовой насос.
а—устройство винтовогб насоса: / — крышка корпуса; 2—
обойма роторов; 3 и 9—ведомые роторы;
4—нагнетательный патрубок; 5—ведущий ротор; 6—нажимная втулка
уплотнительного сальника; 7—корпус; 5—опорная втулка
ведущего ротора; 10—-всасывающий патрубок; 11 и 13 —
разгрузочные поршни ведомых роторов; 12—разгрузочный
поршень ведущего ротора; б —поперечное сечение трех-
винтового насоса.

нагнетательной камеры -во всасывающую. Так как обе эти камеры
разделены роторами, необходимо обеспечить герметичное уплотнение
винтовых впадин при зацеплении винтовых витков и пригонку
витков к корпусу насоса по их наружной поверхности с ничтожными
зазорами.
Длина винтовых роторов также должна быть несколько больше
шага винтовой линии для того, чтобы исключить возможность
прямого сообщения нагнетательной камеры со всасывающей.
Полное уплотнение нарезки обеспечивается лишь при
выполнении профилей винтовых, роторов по особым циклоидальным кривым.
На рис. 6,6 показаны поперечные сечения винтовых роторов
наиболее распространенного трехвинтового насоса, у которого
средний ротор является ведущим, а два 'боковых — ведомыми. У такого
трехвинтового насоса профиль винтов циклоидальный, нарезка двух-
заходная, передаточное отношение между ведущим и ведомыми
роторами равно единице.
Характерной особенностью винтовых насосов является
постоянство соотношений между размерами основных его элементов (Da,
DB, dH, dB) независимо от абсолютных размеров насоса. Такое
геометрическое подобие значительно упрощает проектирование и
изготовление винтовых роторов.
Исходной величиной для расчетов винтовых роторов является
диаметр внешней окружности dH ведомых роторов.
Наиболее рациональными соотношениями между основными
размерами винтовых витков роторов, подтвержденными практикой
применения винтовых насосов, следует считать
DB — da\ DH — о da\ dB — о dn't t — о du,
где DB — внутренний диаметр нарезки ведущего винта;
Z)H — наружный диаметр нарезки ведущего винта;
dB — внутренний диаметр нарезки ведомого винта;
- dH — наружный диаметр нарезки ведомого винта;
t — шаг нарезки винтов.
Производительность винтового насоса с учетом объемных
потерь определяется из уравнения сплошности
Qt = Fvrio [мЧсек],
где F — постоянная площадь живого сечения, через которую
проходит жидкость, м2;
v — скорость движения жидкости, направленная
перпендикулярно этому сечению, м\сек\
т)о — объемный к. п. д. насоса.
Площадь живого сечения F равна разности между живым
сечением Fx корпуса насоса, охватывающего винты, и суммарным
сечением F2 тел винтов:
3*
F^F,-FZ [ж2].
35

Площадь F при известных соотношениях диаметров винтов можно
выразить через основной диаметр dH (рис. 8,о~)
где k{— коэффициент, учитывающий соотношения между четырьмя
перечисленными выше диаметрами винтов.
За скорость движения жидкости принимается скорость осевого
перемещения объема жидкости, замкнутого витками нарезки. При
известных скорости вращения п [об/мин] винта и шаге винтовой
нарезки t легко найти осевую скорость v:
tti
v^-^ [м/сек].
Через основной диаметр du может быть также выражен и шаг
нарезки
t —— k^d^.
Подставив полученные для F и v выражения в уравнение
сплошности, получим:
Qt = Fvi\0 = kxk%^- Ж dadl 4° = Aindl
где Ах — постоянный коэффициент, равный
те
Ах = ktk2 *
Из приведенного уравнения следует:
Для указанных выше численных соотношений между
диаметрами роторов трехвинтового насоса с циклоидальным профилем
(рис. 6,а) коэффициент А равен 244,05.
Таким образом, основной размер винтового насоса можно
определить, зная производительность, скорость вращения и объемный
к. п. д. насоса, по формуле
rfH = 244,05 [мм].
10. РОТАЦИОННЫЕ ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
Ротационные нерегулируемые лопастные насосы двойного
действия получили широкое распространение а машиностроении.
Промышленность выпускает ряд насосов с производительностью от 5 до
200 л/мин и рабочим давлением от 60 до 70 кГ/см2.
Конструкция лопастного насоса двойного действия представлена
36

на рис. 7. В этом насосе всасывание и нагнетание происходят 2
раза за один оборот ротора. .
Основными элементами насоса являются статор. 5,
расположенный в корпусе /, и ротор 4, имеющий 12 радиальных пазов, в
которые без зазоров вставлены лопатки 3. Ротор 4 имеет цапфы, на
которых он вращается во втулках дисков 6. Внутренняя полость
насоса образована дисками 6, плотно прилегающими к торцам статора.
Ротор приводится во вращение приводным валом насоса 2,
установленным на двух шариковых подшипниках. Ротор и лопатки плотно
пришлифованы к торцовым дискам 6, а наружные кромки лопаток
также и к стенкам полости статора.
Рис. 7. Лопастной насос двойного^действия.
Под влиянием центробежных сил, возникающих при вращении
ротора, лопатки прижимаются к внутренней поверхности статора,
имеющей эллиптическую форму. Таким образом, каждая лопатка
совершает два возвратно-поступательных хода за один полный
оборот ротора. Переходя от положений на концах малой оси
эллиптической полости статора к положениям на концах большой оси
полости, лопатки выдвигаются из пазов ротора, а при обратном
переходе углубляются в них. Величина хода лопатки равна разности
длин большой и малой полуосей эллипса.
Принцип работы лопастного насоса основан на изменении
объема, заключенного между двумя соседними лопатками при
вращении ротора: при выдвижении лопаток из пазов этот объем
увеличивается, а при погружении лопаток в пазы — уменьшается.
Для осуществления всасывания и нагнетания рабочей жидкости
внутренняя полость насоса при помощи четырех окон в торцовых
дисках статора соединена на участках увеличения межлопаточного
объема с камерой всасывания (окна 7 и б3), а на участках
уменьшения межлопаточного объема — с камерой нагнетания (окна 9 и 10).
На рис. 8 приведена схема для определения производительности
лопастного насоса. Теоретическая производительность лопастных
насосов зависит от основных рабочих параметров (ширины и
толщины) и количества лопаток, скорости вращения ротора и
величины радиусов (большого и малого) внутреннего профиля статора.
37

В работающем насосе (ротор 4 вращается) рабочая жидкость,
всасываемая через окно /, заполняет объемы между лопатками 3,
ограниченные профилем статора 2, торцовыми плоскостями его и
поверхностью ротора 4. Каждый такой объем рабочей жидкости
представляет собой сектор кольца, имеющего сечение ММ,
определяемое радиусами статора R и г и шириной лопаток. Ь\ при
вращении ротора этот объем переносится лопатками от окна / к окну 5.
При дальнейшем вращении ротора из-за уменьшения объема между
лопатками рабочая жидкость вытесняется через окно 5. Между
лопатками, ротором и статором всегда остается небольшой объем
рабочей жидкости, которая вращается вместе с ротором насоса.
Величина этого объема зависит от радиального зазора между статором и
ротором, т. е. от разности между радиусом ротора R\ и малым
радиусом статора г. Полезная площадь сечения ММ межлопаточного
объема жидкости равна (R— г) Ь.
За каждый оборот ротора через сечение ММ проходят все
объемы, заключенные между лопатками, и, если не учитывать
объема самих лопаток, из окна всасывания в окно нагнетания переходит
объем масла <7, равный объему кольца с наружным радиусом R,
внутренним радиусом г и шириной Ь:
Так как лопастные насосы за один оборот совершают два
рабочих цикла, то полный объем, нагнетаемый насосом за один
оборот вала, равен
Для более точного определения теоретической
производительности насоса необходимо из полученной величины qn вычесть удвоен-
Рие. 8. Схема для определения
производительности лопастного насоса.
q = (nR* — nr2\b =n{R2 —
г2) b.
qn = 2n (R2 — г2) Ьш
38

Ный объем лопаток (так как за один оборот совершается двойной
цикл -нагнетания). Объем лопаток определяется по формуле
^ г
где s — толщина лопатки;
г — число лопаток;
а — угол наклона лопатки к радиусу.
Следовательно, формула для определения теоретической
производительности имеет следующий вид (все линейные размеры в
сантиметрах):
- [2я (Я2 - г*) Ь -*?(*'~аГ) bsz] [см>].
Минутная теоретическая производительность при скорости
вращения п [об/мин] выражается формулой
QT = 2bn(R-r)[7z(R + r)-^r^ 10-* [м'/мин].
Положительным качеством лопастного насоса двойного действия
является практически полное отсутствие пульсаций в потоке масла,
подаваемым лопастным насосом, если число лопаток ротора не
меньше 8—12.
11. РОТАЦИОННЫЕ ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
В ротационных поршневых насосах рабочими органами
являются несколько рабочих поршневых цилиндров, осуществляющих
последовательно и равномерно ходы всасывания и нагнетания в течение
одного оборота ротора насоса. Благодаря большому числу рабочих
цилиндров эти насосы лишены основного недостатка поршневых
насосов—- неравномерной подачи жидкости.
Важным преимуществом ротационных поршневых насосов перед
другими типами насосов является простота формы рабочих
элементов (цилиндр, поршень), благодаря чему возможны их точная
подгонка и обеспечение высоких объемных к. п. д. поршневых насосов
при больших давлениях. Кроме того, в отличие от нерегулируемых
шестеренчатых и лопастных насосов, двойного действия, у которых
изменение подаваемого в систему объема масла производится за
счет дросселирования и слива рабочей жидкости, находящейся под
высоким давлением, через сливные клапаны, у ротационных
поршневых насосов легко осуществляется регулирование
производительности, что позволяет экономично использовать насосы при различных
режимах работы.
По конструкции ротационные поршневые насосы делятся на две
группы: с радиальным и с аксиальным расположением рабочих
поршней. В нашей промышленности в основном используются более
простые в изготовлении радиальные насосы.
39

Ё основу кинематической схемы ротационных поршневых насб*
сов радиального типа заложен принцип действия кривошинно-ша-
туиного механизма (рис. 9,а).
Если при закрепленном звене ООх вращать цилиндр / вокруг
точки О, то поршень 2 будет совершать возвратно-поступательное
движение е цилиндре.
6)
Рис. 9. Схемы принципа действия
приводных механизмов ротационных
поршневых насосов
а —схема кривошипно-шатунного механизма; б—
схема механизма ротационного поршне'вого
насоса радиального типа.
Для уменьшения усилий, создаваемых давлением жидкости на
поршни, можно заменить одну пару цилиндров с поршнем большой
площади несколькими цилиндрами с меньшими площадями (рис. 9,6).
Как видно из рис. 9,6, при одновременном вращении блока
цилиндров около центра О, а системы поршневых пальцев П вокруг
центра Oi (при равных длинах всех шатунов) за один оборот
поршни совершат последовательно по одному возвратно-поступательному
циклу движения в цилиндре (ходы всасывания и нагнетания). Без
нарушения кинематической схемы можно заменить систему шатунов
неподвижным кольцом (статором), в которое упираются своими
внешними концами поршни, а вместо вращающегося
блока/цилиндров использовать вращающийся ротор с радиальными цилиндрами,
в которые поршни входят своими внутренними концами. Тогда мы
40

получим обычную схему радиального ротационного поршневого
насоса (рис. 10), использованную,
серии НП. Радиусом
кривошипа ib данной схеме является
эксцентр иситет е — величи н а
смещения оси статора по
отношению к оси ротора.
Работают такие насосы
следующим образом (рис. 10). На
неподвижной оси 2 вращается
ротор 4, имеющий сквозные
цилиндры с поршнями 3. Ось 2
является одновременно
распределителем масла и имеет по
два высверленных продольных
канала, сообщающихся счдвумя
полостями 5 и 7, первая из
которых выфрезер стана в,
верхней, а вторая — в нижней
половине оси 2. Первая
сообщается с цилиндрами,
расположенными в данный момент враще-
• ния ротора на его верхней
половине, а вторая — с нижними
цилиндрами.
В зависимости от
направления вращения ротора и
направления сдвига оси ротора 8 по
отношению к оси статора 6 (т. е.
от знака эксцентриситета е)
одна из этих групп поршней
будет совершать ход
всасывания (верхние на ри|с. 10,5 и
нижние на рис. 10,6), а другая—
ход нагнетания; соответственно
полости 5 и 7 (со своими
подводящими каналами в оси 2}
будут играть роли
всасывающей и нагнетательной камер,
Статорное кольцо может
горизонтально передвигаться
так, что его геометрическая
ось 6 будет" смещаться по
отношению к оси ротора на
величину до ±е (рис. /10,6 и в),
Внутренняя цилиндрическая
поверхность статора снабжена
специальными кольцами, в ко.
торые упираются поршни
своими сферическими головками.
При вращении ротора
поршни под /действием
центробежных сил всегда
прижимаются к кольцам статора,
например, в отечественных насосах
е=0
Рис. 10. Схема ротационно-порш-
невого насоса радиального типа,
/ — статор; 2—распределительная oci»
5 —поршень; 4—ротор; 5—вход масла!
£—ось статора; 7 —выход масла
(нагнетание); 8—ось ротора.
41

Ротационно-лоршиевой насос радиального типа имеет
специальный механизм управления величиной эксцентриситета, с помощью
которого статор / устанавливается в одно из следующих положений:
1) (рис. 10,а);
2) ось статора сдвинута вправо от оси ротора на величину
+£< + емакс (Рис- '10.6);"
3) ось статора сдвинута влево от оси ротора на величину
—£^-_емакс (РИС. 10,в),
При совпадении оси статора с осью ротора (е=0) поршни не
совершают возвратно-поступательного движения, так как их
головки описывают окружность, центр которой совпадает с центром рото_
ра. Значит, в этом случае подача рабочей жидкости в
гидравлическую систему прекращается.
Если барабан установлен в положение, показанное на рис. 10,6,
то нижние поршни всасывают жидкость из полости 5, соединенной
каналами в оси 2 с питающим баком, а верхние —- нагнетают ее
а полость 7, соединенную с гидросистемой.
При установке 'барабана в третье положение (рис. 10,в))
направление потока рабочей жидкости изменяется, так как меняются
функции полостей 5 и 7: первая служит камерой нагнетания для нижних
цилиндров, а вторая — всасывающей для верхних. Таким образом,
применение ротационно-поршневых насосов радиального типа
позволяет без дополнительных распределительных органов реверсировать
направление движения гидравлических исполнительных механизмов
и плавно изменять подачу насоса от 0 до Qmekc. Подача насоса
регулируется изменением эксцентриситета е. Производительность рота-
ционно-поршневого насоса радиального типа при скорости п [об/мин]
равна
Q=l20z-f enrio [м3/ч],
где z — число рабочих цилиндров насоса;
d — диаметр цилиндра м;
е — эксцентриситет ротора, м\
т]о — объемный к. п. д.
В ротационно-поршневых насосах аксиального типа, так же как
и в радиальных, рабочая жидкость вытесняется поршнями малого
диаметра, последовательно совершающими
возвратно-поступательные движения в цилиндрах. Поршни цилиндров аксиальных насосов
расположены параллельно оси ротора. Благодаря наличию большого
числа цилиндров, которые работают на протяжении одного оборота
ротора, эти насосы имеют весьма равномерную подачу, легко
регулируемую.
На рис. 11 показана одна из конструкций аксиального ротаци-
онно-поршневого насоса. Вал 9 имеет в конце наклонный к его оси
цилиндрический канал 7. В этот канал без зазора входит
сферический подшипник 5, посаженный на цапфе грибка 3.
Противоположный конец грибка вращается на шаровой цапфе //, посаженной
в центрирующем поршне /, цилиндр которого, как и опоры вала,
соосно смонтированы в неподвижном корпусе насоса. При вращении
вала ось грибка описывает в пространстве коническую поверхность,
а шляпка его совершает пространственное колебательное движение,
поочередно вдвигая и выдвигая поршеньки 4 из цилиндров, раополо-
42

Рис. 11 Аксиальный поршеньковый насос.

женных в корпусе насоса вокруг вала. Зубчатым насосом 8,
помещенным в общем корпусе с основным насосом и приводимым тоже
от вала 9, в цилиндрах поддерживается небольшое давление.
Поэтому в течение всего цикла работы «поршеньки давят с большей или
меньшей силой на грибок, прижимая его к цапфе //; это же
давление выдвигает поршеньки при отходе шляпки (т. е. при
всасывании). Каждый рабочий цилиндр имеет всасывающий 10 и
нагнетательный 6 плоские клапаны, нагруженные пружинками. Поршень /
всегда находится под давлением масла, поступающего по трубе 14.
Регулирование подачи осуществляется путем изменения хода
поршеньков 4: при вдвигании или выдвигании подшипника 5 по
каналу 7 уменьшается или увеличивается размах^колебаний шляпки
гркбка. Это перемещение грибка достигается поворотом ручек 15:
нижняя 'управляет червячной парой 12, а верхняя — парой 2.
Пара 12 ограничивает движение пальца 13, а с ним и поршня /
.вправо, а пара 2 — перемещение поршня влево. (Вращением червячного
колеса пары 12 достигается уменьшение подачи насоса, а
вращением колеса пары 2 — увеличение ее.
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ЭЛЕМЕНТАРНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ
УСТРОЙСТВА СИСТЕМ ГИДРОАВТОМАТИКИ
12. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Как было сказано выше, основными функциональными
элементарными устройствами гидроавтоматики являются: источники
литания (насосы), распределительные устройства, регулирующие
устройства, преобразователи (усилители и уменьшители),
исполнительные механизмы и вспомогательное оборудование.
Насосам, исполнительным механизмам и вспомогательному
оборудованию в настоящей работе посвящены отдельные главы.
Распределительные и регулирующие устройства, а также
преобразователи, несмотря на большое разнообразие конструкций и конкретных,
выполняемых ими функциональных задач, строятся в основном
путем сочетания весьма ограниченного количества элементарных
конструктивных устройств.
Прежде чем перейти к их рассмотрению, остановимся кратко на
роли распределительных, регулирующих устройств и усилителей
в системах гидроавтоматики.
Гидравлические распределительные устройства служат для
изменения направления потока масла в различных участках
гидравлической системы с целью прохождения его через различные
механизмы при разных режимах для отвода масла в резервуар, а также для
управления последовательностью действий механизмов. В
современных системах гидроавтоматики применяются крановые, клапанные,
золотниковые распределители, распределители со струйной трубкой
и ряд других.
С помощью регулирующих гидравлических устройств
устанавливают требуемое давление, расход потока, а с ним величины
перемещений, скоростей и ускорений механизмов. Эти устройства дают
возможность быстро устанавливать и поддерживать наивыгодней-
44

шие режимы рабочего процесса, автоматизировать его и обеспечить
работу установок с высоким к. п. д. Совершенно очевидно, что
распределительные и регулирующие гидравлические устройства должны
быть надежны в работе, дешевы в изготовлении, несложны в сборке
и регулировке, просты в эксплуатации. Кроме того, в них, как и
в других элементах гидравлических автоматических систем, не
должно -быть значительных, а главное, колеблющихся утечек .масла и
больших потерь давления. Усилия, необходимые для управления
такого рода устройствами, не должны быть большими. К
регулирующим устройствам предъявляется дополнительное требование:
достаточно высокая чувствительность к отклонениям от установленного
режима работы регулируемой системы.
Внешний
источник
питания
Управляемый
элемент
Сливной
бон
Рис. 12. Структурная схема включения в
гидросистему гидравлического/ усилителя.
В гидросистемах часто встречаются случаи, когда необходимо
усилить или ослабить командный импульс (т. е. давление или
расход жидкости). Устройство, позволяющее при небольшом
командном импульсе получать на выходе потоки рабочей жидкости с
большими расходами или давлениями, поступающие от внешнего
источника, называется гидравлическим усилителем.
В качестве внешних источников энергии используются
гидравлические насосы различных типов, (шестеренчатые, лопастные,
поршневые и др.), гидропневматические аккумуляторы и другие
аналогичные устройства.
Роль гидравлических усилителей выполняют преимущественно
три типа элементарных устройств: золотники, струйные трубки и
устройства типа сопло — заслонка.
Структурная схема включения гидравлического усилителя в
систему автоматического управления или регулирования представлена
на рис. 12.
Основными элементарными конструктивными устройствами, на
различных модификациях и комбинациях которых строятся все
распределительные, регулирующие и преобразующие устройства систем
гидроавтоматики, являются следующие:
1) золотники с прямолинейным движением плунжера;
2) золотники с поворотным движением плунжера;
Управляющий
\ элемент
45

3) клапаны;
4) струйные трубки;
5) устройства сопло — заслонка;
6) дроссели;
7) цилиндры с самовозвратным движением поршня.
Устройством, стоящим несколько обособленно от перечисленных
выше, является задатчик, который автоматически либо в
зависимости от произвольно выбранного параметра, либо по программе,
заданной во времени, устанавливает те значения регулируемого
параметра, которые должны быть осуществлены регулирующей системой.
13. ЗОЛОТНИКИ
а) Золотники с прямолинейным движением плунжера
Любой золотник, установленный в гидросистеме, обязательно
имеет некоторое число фиксированных положений. У большинства
золотников таких положений два — крайние правое и левое,
соответствующие двум противоположным направлениям движения
силового механизма.
Золотник снабжается органом управления, который служит для
переключения его из одной фиксированной позиции в. другую. Это
переключение (реверс) осуществляется при ручном управлении под
действием силы человека, а при автоматическом управлении — от
гидравлического, механического или электрического привода.
Управляющие устройства должны обеспечить плавность и
своевременность переключения и точность реверсирования; последнее
условие следует понимать как необходимость обеспечения
постоянства путей, проходимых силовым органом в процессах разгона и
торможения; эти выбеги силового органа при всех скоростях его
должны быть одинаковыми и минимальными.
В системах гидроавтоматики применяются трехходовые и четы-
рехходовые золотники. Первые могут соединять окно, ведущее к
гидравлическому двигателю или другому устройству, или с окном,
связанным с источником подачи жидкости (насосом), или с окном
сброса, ведущим в сливной резервуар. При этом если такой
распределитель давления направляет рабочую жидкость от насоса к двигателю
через некоторые участки системы, то одновременно эти участки он
разобщает с линией двигатель — сливной резервуар. При переходе
плунжера золотника в другое положение окно гидравлического
двигателя соединяется с окном сброса, а путь от насоса к двигателю
перекрывается плунжером золотника.
Трехходовые распределительные золотники обычно применяются
в комплекте с гидравлическими двигателями, у которых
перемещение рабочего штока только в. одном из двух направлений
происходит под действием давления рабочей жидкости, а обратное
движение обеапечивается собственным весом приводимых узлов или
действием пружин.
В тех системах, где используются гидравлические
исполнительные механизмы, приводимые в движение jr обоих направлениях
давлением рабочей жидкости, в качестве распределителей применяются
четырехходовые золотники.
Основная функция таких золотников заключается в подаче
рабочей жидкости под давлением в одну из полостей гидравлического
46

двигателя с одновременным отводом ее из противоположной
полости в резервуар.
Аксиальная уравновешенность статических сил давления
жидкости, действующих на тело золотника, меньшая, чем у других
распределителей, чувствительность к загрязнению жидкости и
сравнительная простота в изготовлении обусловили широкое распространение
золотников в гидравлических системах.
Рис. 13. Схемы золотников.
а—с отрицательным перекрытием; б —с нулевым
перекрытием.
В системах гидроавтоматики и в особенности в гидравлических
следящих системах наибольшее распространение получили четырех-
хоДовые золотники. Конструктивно они выполняются в двух
вариантах: с положительным перекрытием и с отрицательным перекрытием
(рис. 13,а). Существует третий вариант золотников с нулевым
перекрытием (рис. 13,6). Однако такой золотник в силу неизбежных
неточностей производства практически будет золотником с
положительным или с отрицательным перекрытием.
К золотникам с положительным перекрытием относят такие,
у которых ширина проходного окна меньше ширины каждого
рабочего пояска плунжера.
Те золотники, у Которых ширина проходного окна несколько
больше ширины рабочего пояска плунжера, называются золотниками
47

с отрицательным перекрытием. У таких золотников при среднем
положении плунжера по обеим сторонам пояска имеется начальный
зазор, равный ^о="~2— (Рис* ^»а1» величину которого обычно
называют величиной отрицательного перекрытия. Так как в среднем
положении плунжера его пояски не перекрывают полностью
проходных окон, то жидкость, поступающая при этом от источника
давления, направляется в сливную магистраль, а в рабочих полостях
гидравлического двигателя устанавливается одинаковое давление
Pi=p4, равное полусумме давлений в полостях золотника,
расположенных по обе стороны рабочего пояска и соединенных с
источником давления и сливным баком, т. е.
Ро+Ро
Pi = Р*= 2 '
При этом разность Ро— рс невелика и равна сопротивлениям,
возникающем при обтекании потоком рабочего пояска.
Когда в результате командного воздействия плунжер золотника
перемещается и уходит из среднего положения, равенство давлений
в рабочих полостях гидравлического цилиндра (двигателя)
нарушается и его поршень начинает двигаться в соответствующую
сторону; однако ввиду наличия нагрузки и сил трения поршень
рабочего цилиндра начинает перемещаться не сразу после выхода
плунжера распределительного золотника из нейтрального положения,
а только после достижения необходимой разности давлений,
достаточной для преодоления сил сопротивления (за счет резкого
возрастания давления Ро). Таким образом, золотник, включенный по
рассмотренной схеме, обязательно имеет «зону нечувствительности».
«Зона нечувствительности» у золотников с отрицательным
перекрытием меньше, чем iy золотников с положительным перекрытием.
Объясняется это тем, что у золотников с положительным
перекрытием после смещения плунжера золотника из нейтрального
положения на величину перекрытия с проходное, окно только начинает
открываться, в то время как у золотников с отрицательным
перекрытием такое же смещение плунжера образует проходное сечение,
равное удвоенной величине начального одностороннего зазора 2с0.
Недостатком золотников, имеющих отрицательное перекрытие,
является то обстоятельство, что при среднем положении, т. е. при
неподвижном поршне гидравлического двигателя, неизбежна потеря
жидкости, протекающей на слив через приоткрытые окна золотника.
Поэтому величина отрицательного перекрытия должна быть
минимальной.
Плунжеры гидравлических золотников в автоматизированных
узлах станков и станках-автоматах переводятся из одного
положения в другое либо непосредственно упорами, закрепленными на
движущихся частях станка, либо с помощью специальных
управляющих органов: соленоидов, пневмоцилиндров, гидравлических
распределительных золотников или поворотных кранов-пилотов. Первый
способ управления распределительными золотниками целесообразен
при небольших расходах рабочей жидкости. Второй способ даже при
значительных расходах рабочей жидкости позволяет избежать узе-
48

личения габаритов золотников и, кроме того, дает возможность
(применить дистанционное управление.
В качестве примеров рассмотрим несколько конструктивных
разновидностей золотников.
На рис. 14 показан гидравлический пружинный золотник,
служащий для изменения направления потока жидкости. В крайнем
правом положении плунжер золотника удерживается пружиной 8
с помощью рычагов 9 и 10. От гидравлического насоса жидкость
поступает через нагнетательный трубопровод 7 и золотник в
канал 3. Упор 11 движется вправо, поворачивая рычаг 10 вокруг оси /
по часовой стрелке. Рычаг 10 при своем вращении отжимает рычаг 9
Рис. 14. Пружинный золотник.
вниз. После того как рычаг W пройдет через вертикальное
положение, пружина 8 и рычаг 9 продолжают его поворачивать и
плунжер 6 займет крайнее левое положение, в котором он открывает
выходной канал 4 и перекрывает канал 3. Таким образом, жидкость из
трубопровода 7 изменяет свое направление и направляется в канал 4.
Перемещение плунжера из одного крайнего положения в другое
должно быть плавным для того, чтобы избежать резких толчков
при изменении направления движения управляемых рабочих
органов. Достигается это следующим образом: полости а и б,
расположенные за левым и правым торцами плунжера золотника,
связываются между собой каналом 2 со встроенным в него регулируемым
дросселем 5. Таким образом обеспечивается необходимая плавность
перемены направления движения, так как с помощью регулируемого
дросселя можно изменять длительность процесса переключения
золотника.
На рис. 15,а и б показан простейший двухпозиционный четырех-
ходовой золотник с механическим управлением. Основной деталью
золотника является плунжер / с двумя поясками (and) и двумя
проточками: b (верхняя узкая) и с (широкая нижняя).
4 М. Д. Лемберг, 49

Подвод
Выход
Отвод
Подвод
В положении, показанном на рис. 15,а, когда плунжер / под
действием дружины 4 находится вверху, поток жидкости, поступая
во входное отверстие 7, направляется к отверстию 2. В то же время
другой поток (обычно отработанная жидкость), входящий в
отверстие 3, направляется к отверстиям 5 и 8 (через канал 6).
После опускания плунжера жидкость, поступающая к
отверстию 7, направляется в отверстие 3,
а подводимая к отверстию 2 идет
через канал 9 к отверстиям 5 и 8
(через канал 6).
Такой же золотник может быть
выполнен с электромагнитным
управлением, и тогда он работает от
электрических управляющих сигналов;
имеются также конструкции, в
которых основной золотник перемещается
под действием вспомогательных
гидравлических или пневматических
золотников, воспринимающих слабые
гидравлические или пневматические
командные импульсы.
Наиболее гибким управляющим
устройством являются четырехходо-
вые золотники с электрическим
управлением. Они выполняются двух- и
трехиозиционными. В последнем
случае можно осуществлять не только
изменение направления движения, но
и остановку управляемого органа
(при среднем нейтральном положении
золотника). Основной недостаток
таких золотников — трудность
получения больших управляющих усилий на
электромагнитах сравнительно
небольших (габаритов. От этого
недостатка избавлены реверсивные
золотники с комбинированным
электрогидравлическим управлением (рис. 16),
в которых электромагниты управляют
движениями вспомогательных двух-
позиционных гидрозолотников.
Золотники такого типа обладают
высокой эксплуатационной
надежностью и легко связываются электрически с общей системой
управления станка-автомата или автоматической линии.
На рис. 17,а изображен один из типов гидравлических напорных
золотников. Принцип действия напорного золотника основан на том,
что рабочая жидкость, поступающая по нагнетательному
трубопроводу, может пройти через золотник только тогда, когда давление
рабочей жидкости достигнет требуемого значения.
Основными деталями такого гидравлического золотника
являются корпус 3 и крышки 2 и 9. Под действием пружины / плунжер
золотника перекрывает проход из входного отверстия 4 в выходное
отверстие 10.
Рис. 15. Золотник с
механическим управлением.
а—схема; б— устройство; / —
плунжер; 2 и 3—выводы в
систему; 4—пружина; 5
ив—отверстия, ведущие к сливному баку;
6—канал, соединяющий
отверстия слива; 7—подвод рабочей
жидкости; 9—соединительный
канал.
50

Так как полость 8 под
плунжером с помощью каналов 5,6 и 7 -
сообщается со входным
отверстием 4, то при достижении
давлением рабочей ' среды заданной
величины плунжер,
приподнимаясь, соединяет входное отверстие 4
с выходным 10.
Для соединения канала 7 с
системой дистанционного
управления крышка 9 поворачивается
вокруг своей оси на угол, при
котором связь между каналами 5 и 6
прерьЬаегся.
б) Зелотники с поворотным
плунжером
В золотнике с поворотным
плунжером ТР**с- Щ сердечник А
может поворачиваться вокруг
своей оси на угол 45°, занимая
два крайних положения. В одном
из них отверстие 4 каналом 5
соединено с отверстием 2 и
отверстие 8 каналом 1 — с
отверстием 6. ,
Поворот сердечника по
часовой стрелке на угол 45° позволяет
получить иное соединение:
отверстие 4 соединяется через вырез
в сердечнике А с отверстием <?, а отверстие 2 — каналом 5 с
отверстием 6.
Поворот сердечника может производиться как автоматически,
так и вручную. Примеры конструкций поворотных золотников
приведены на рис. 19,а и б. Первый из них имеет коническую пробку-
плунжер /, второй —• цилиндрическую пробку-плунжер. Коническая
пробка / притирается к
гнезду. Действием неуравно- 7. А
вешенного давления
жидкости пробка прижимается к
боковой поверхности гнезда
корпуса в сторону низкого
давления и выжимается
вверх. Чтобы предотвратить
выталкивание пробки из
гнезда, ее уравновешивают
пружинами 3, специально
подобранными по
жесткости, и давлением рабочей
жидкости, для чего камеры
над пробкой и под пробкой
при помощи каналов соеди- Рис. 18. Золотник с поворотным плун-
няются с нагнетательной ли- жером.
Рис. 17. Напорный золотник.
/—пружина; 2 и 9—крышки;
5—корпус; 4—входное отверстие; 5, 6,7—
соединительные каналы; 8—полость
под плунжером; 10—выходное
отверстие.
52

Рис. 19. Конструкции поворотных золотников.
а—с конической пробкой; б—с цилиндрической пробкой.
нией. Давление жидкости ,на активную площадь, разную разности
площадей большего и меньшего оснований конуса пробки (при
большой конусности пробки необходимо учесть и активную площадь
канала пробки, по которому протекает жидкость под давлением),
создает силу, прижимающую пробку к гнезду золотника. В положении,
показанном .на сечении А—А (рис. 19,а), каналы в плунжере
соединяют попарно входы 7 и 4 и входы 5 и 6. После поворота пробки по
часовой стрелке на 90° -будут соединены попарно входы 4 и 5 к
входы б и 7. Рассмотренный поворотный золотник может быть
использован как для ручного, так и для автоматического управления.
В первом случае стержень 2 пробки / должен быть снабжен
рукояткой, во втором — вилкой, которая может приводиться в движение
гидравлическим или механическим звеном автоматической системы.
Поворотный золотник с цилиндрической пробкой (рис. 19,6)
лишен недостатков, присущих золотнику, представленному на рис. 19,а.
Уравновешенность цилиндрической пробки достигается следующим
образом: камеры золотника, расположенные по обе торцовые стороны
пробки, находятся под одним и тем же давлением; боковые усилия,
действующие на пробку, уравновешены при любом из двух возмож-
53

ных фиксированных положений пробки: если, например, жидкость от
насоса подается к отверстию d корпуса золотника, проходит через
радиальное отверстие пробки и отводится в рабочую камеру
цилиндра через отверстие Ь корпуса, то на пробку в противоположных
направлениях действуют равные силы. Отработанная жидкость в это
же время подводится от нерабочей полости цилиндра к отверстию с
корпуса и отводится в сливной резервуар через отверстие а.
Поворотом пробки золотника на 45° соединяют между собой отверстия а и
с, а также а и Ь, вследствие чего изменяются направления подачи и
отвода жидкости. В промежуточном положении пробка наглухо
отсекает отверстие с, в результате чего слив жидкости из системы
невозможен.
14. КЛАПАНЫ
В гидросистемах в качестве распределительных и регулирующих
устройств широкое применение находят также клапаны. Клапаны
одной и той же конструкции, иногда даже установленные в одной
и той же гидросхеме, довольно часто выполняют совершенно
различные функции.
Вне зависимости от назначения любой клапан находится под
воздействием нескольких сил:
1) сил, зависящих от конструктивных особенностей клапана (вес
клапана, усилия пружин и т. д.);
>2) сил трения;
3) сил, действующих на рабочую поверхность клапана,
которые зависят от давления жидкости.
Если равнодействующая этих сил прижимает клапан к седлу, он
не пропускает жидкости. Клапан поднимается и пропускает жидкость
при изменении направления равнодействующей на обратное, что
может быть осуществлено за счет внешней силы (кулачок и т. п.) или
за счет повышения статического давления жидкости на клапан в
соответствующем направлении.
Во втором случае при пропускании жидкости через клапан на
него начинают действовать силы, отсутствовавшие при закрытом
клапане: поддерживающая сила жидкого потока и сопротивление
прохождению жидкости через клапан, 'понижающие ее напор
(давление). Эти силы зависят от скорости жидкости, т. е. от ее расхода
и величины проходного сечения, открываемого клапаном.
Следовательно, клапан, открывшийся под действием некоторого перепада
статических давлений по обе его стороны, автоматически
устанавливается на определенной высоте; эта высота определяется новым
равновесием сил, действующих на клапан, и соответствует определенной
скорости потока. Высота подъема клапана в свою очередь
определяет величину его проходного сечения, а следовательно и расход.
В конечном счете расход через клапан оказывается зависящим от
перепада статических давлений по обе стороны клапана, и
наоборот.
Реальный клапан в силу ряда причин (влияние сил трения,
неизбежность утечек) имеет так называемую зону
«нечувствительности», т. е. он не реагирует на малое изменение количества
протекающей через него жидкости или на малые изменения перепада
статических давлений по обе его стороны.
Для разного рода клапанов роль чувствительности различна.
Например, в предохранительных и обратных клапанах она не играет су-
54

щёственной роли; для «лаланов, входящих в состав механизмов
программных движений, измерительных устройств и пр.,
чувствительность, напротив, является решающим фактором.
Несмотря на большое разнообразие функций, выполняемых
клапанами, с точки зрения конструктивной схемы, все клапаны можно
разбить на сравнительно ограниченное число типов. Основные из них
следующие: шариковые (рис. 20,а и б), клапаны с конусным седлем
(рис. 20,0, гид), тарельчатый клапан (-рис. 20,е) и плунжерные
клапаны (рис. 20,ж и з). Остановимся кратко на принципе действия
перечисленных выше конструкций клапанов.
На рис. 20,а представлен клапан с шариком, который прижат
к седлу усилием слабой пружины 5. Избыточное давление
жидкости (pi—p2)>S, действующее на шарик, сжимает пружину, и
жидкость свободно проходит в щель между шариком и седлом в
направлении, указанном на рисунке стрелками.
Если разность давлений (pi—р2) отрицательна, то под действием
суммы сил упругости пружины и избыточного давления жидкости
шарик плотно прижимается к седлу и преграждает путь рабочей
жидкости.
Показанный на рис. 21,6 шариковый клапан отличается от
рассмотренного только тем, ■что проходящий через него поток рабочей
жидкости изменяет направление на угол 90°.
Клапаны на рис. 20,в и г имеют соответственно одностороннее
или двустороннее коническое седло. Рассмотрим работу первого из
этих клапанов. Когда перепад давлений (рх—р2) превосходит
усилие предварительного сжатия пружины /, последняя сжимается и
через зазор между седлом и тарелкой клапана жидкость протекает
через клапан в направлении стрелок. Величина перепада давлений
жидкости pi—p2i при котором клапан открывается, устанавливается
с помощью изменения предварительного сжатия пружины.
Давление рю, необходимое для открытия клапана, может быть
найдено из уравнения
-j- (d*pl0 - D*p2) = PQ = О.,
где d — диаметр поверхности, на которую действует давление
жидкости р10 при закрытом клапане, м\
D — диаметр поверхности, на которую в то же время действует
давление р21 м\
С — жесткость пружины, кГ\м\
Х0 — предварительное сжатие пружины, м\
Р0 — результирующая сила давления на клапан, равная упругой
силе пружины при закрытом клапане, кГ*
Когда тарелка клапана поднимается с седла на высоту h
(рис. 20,д), в образующуюся кольцевую щель устремляется жидкость,
дросселируемая от давления рю до давления р2.
Примерная диаграмма изменения давления жидкости в клапане
по его тарелке диаметром D представлена на рис. 20Д Вследствие
изменения закона распределения давлений на нижней поверхности
тарелки поднятого клапана на пружину будет действовать усилие Р,
большее по сравнению с усилием Ро, действовавшим в момент
отрыва клапана от седла; принимая приближенно среднее суммарное
§5

Рис. 20. Конструктивные разновидности гидравлических клапанов,
а—шариковый клапан без изменения направления потока; б—шариковый клапан
с изменением направления потока; в—клапан с односторонним конусным
седлом; г—клапан с двусторонним коническим седлом; д—примерная
диаграмма распределения давления жидкости по тарелке открытого клапана; е — двух-
седельный тарельчатый клапан; ж—одноступенчатый клапан плунжерного
типа; з—двухступенчатый (дифференциальный) клапан плунжерного типа.

На рис. UO,e представлена конструктивная схема та^еЛьчатогб
двухседельного клапана. Так как активная площадь Fx верхней
тарелки больше активной площади F2 нижней, то для того, чтобы
клапан открылся, сила упругости пружины должна уравновесить лишь
р аз н ость дав лени й:
Р = сх„ = - [/>,, (d\ - D\) -рлЩ- 4)1
где С — жесткость пружины;
Х0 — предварительное сжатие пружины;
dt и d2 — диаметры проходных сечений большего и меньшего
клапанов;
D, и D2 — диаметры тарелок тех же клапанов.
На рис. 20,ж и з представлены конструктивные схемы
плунжерных клапанов. Плунжер первого клапана имеет одну ступень
диаметром d\y плунжер второго —две ступени с диаметрами d{ и
d2>dx. Во второй схеме для открытия клапана пружина должна
уравновесить лишь давление, распределенное по кольцевой поверх-
di+d2 т dx—d2
ности среднего диаметра —?>— шириной —т>—• Поэтому при
определенном соотношении давлений р\ и р2 пружина у двухступенчатого
плунжерного клапана может быть более слабой, чем у
одноступенчатого плунжерного клапана (рис. 20,ж).
Одновременно с разбором функциональных возможностей
рассмотренных выше схем клапанов остановимся кратко и на
нескольких примерах их конструктивного оформления.
Клапан односторонней проводимости. Этот клапан, иначе
называемый обратным клапаном, ставится в гидравлической цепи в тех .
случаях, когда требуется обеспечить одностороннее течение масла по
трубопроводу, т. е. исключить возможность протекания масла в
обратном направлении. Одна из наиболее распространенных
конструкций такого «лапана выполняется с шариком, который
прижимается слабой пружиной к горлышку трубопровода (см. рис. 20,а и б).
Напор потока рабочей жидкости, (свободно преодолевая усилие
пружины, отжимает шарик. Когда напор потока действует в обратном
направлении, шарик давлением рабочей жидкости и силой
пружины прижимается к горлышку трубопровода, перекрывая-проходное
сечение. При этом чем больше силы, заставляющие масло течь в
обратном направлении, тем плотнее шарик перекрывает линию.
Предохранительные (предельные) и разгрузочные клапаны. -Для
защиты гидравлических насосов и гидравлических аккумуляторов и
вообще каких-либо частей гидросистем от воздействия чрезмерных
давлений применяются предохранительные клапаны.
Кроме предохранительных клапанов, в автоматических
устройствах и машинах широкое применение находят разгрузочные
клапаны. В лериоды-времени между рабочими циклами эти клапаны
связывают систему со сливным трубопроводом, тем самым разгружая
гидравлический насос. И те, и другие клапаны в зависимости от
способа включения могут срабатывать или непосредственно под
действием напора рабочей жидкости, или с помощью электромагнитных
реле.
Характер действия предохранительного и разгрузочного
клапанов различен. Первый клапан работает лишь тогда, когда давление
Е8

в сети превышает заданное, т. е. в течение незначительных
промежутков, времени; второй клапан часто в течение длительных
промежутков времени, а иногда и постоянно при нормальном режиме
работы системы должен оставаться открытым.
Управляющие клапаны. Такие клапаны ставятся в
гидравлической цепи для управления последовательностью выполнения
операций, например в случае, когда нужно, чтобы исполнительный орган
срабатывал в гидравлической цепи после окончания работы первого
исполнительного органа.
Поток рабочей жидкости, ответвляющийся от линии, питающей
первый рабочий гидроцилиндр, поступает в подводящий канал
управляющего клапана, но блокируется усилием пружины до
момента срабатывания первого поршня. После того как ход первого
поршня закончился, давление в сети возрастает, преодолевает
противодействующую силу пружины клапана и открывает выходной канал
клапана, по которому жидкость поступает ко второму поршню.
Изменением степени предварительного сжатия пружины можно
изменять силу, подлежащую преодолению, и тем самым задавать
заранее величину давления, при котором сработает клапан.
Уравновешивающие клапаны. Эти клапаны устанавливаются в
гидравлических цепях для предотвращения вредных перемещений
различных частей машин-автоматов или выходных органов
гидравлических следящих систем, часто возникающих при резком сбросе
нагрузки.
Уравновешивающие клапаны выполняются как с прямым, так и
с дистанционным управлением. В процессе работы гидравлической
системы такой клапан должен создавать компенсирующее
достаточно высокое давление в сливной полости рабочего гидравлического
цилиндра в моменты резкого уменьшения нагрузки на его поршень.
В эти моменты происходит быстрая отсечка на некоторое время
потока масла, поступающего в рабочую полость .гидравлического
цилиндра; возобновление подачи масла происходит только тогда, когда
компенсирующее давление, создаваемое уравновешивающим
клапаном, возрастет до требуемой величины, которая достаточна также 'и
для возвращения клапана в исходное положение.
Распределительные клапаны. На рис. 21 предоставлены
принципиальные схемы клапанов, применяющихся в качестве
„распределительных, т. е. непосредственно изменяющих направления потоков
рабочей жидкости в участках и устройствах гидросистемы сообразно
с заданными последовательностями и режимами цикла управления
или регулирования. Как правило, они управляются принудительно от
кулачковой системы.
Такие клапаны обладают высокой чувствительностью благодаря
мгновенному переходу из открытого в закрытое состояние и обратно
и возможности осуществления малых зазоров между толкателями
клапана и кулачками приводного устройства.
Основным недостатком, несколько сужающим область их
применения, является то, что для открытия распределительных
клапанов требуются значительные усилия (до десятков килограммов),
затрачиваемые на преодоление силы давления жидкости на
клапанную тарелку и усилия пружин.
Переливные клапаны. Для поддержания заданного давления и
предохранения гидросистемы от его повышения или понижения
применяются переливные клапаны, Называются они так потому, что
59

б)
в случае, когда давление в гидросистеме превышает заданное,
переливные клапаны сбрасывают часть жидкости, подаваемой насосом
в систему, в масляный бак. По конструктивным признакам эти
клапаны бывают двух типов: неразгруженные прямого действия
(рис. 22,а) и с разгруженным переливным золотником и шариковым
клапаном (рис. 22,6)..
В клапане, изображенном на рис. 22,а, давление рабочей
жидкости подводится снизу к плунжеру 2. Рабочая жидкость через
сверление 5 поступает на наружную проточку плунжера 2, что
обеспечивает постоянную смазку пары плунжер 2 — цилиндр корпуса 1. Под
действием давления в системе плунжер 2 начинает перемещаться
вверх, преодолевая сопротивление пружины 3. Когда давление в
системе имеет нормальную величину, плунжер 2 поднимется
настолько, что окна 4 частично окажутся выше рабочей поверхности
цилиндра корпуса /, и некоторая часть рабочей жидкости будет
уходить через окна на слив. При повышении или понижении
давления плунжер 2 под совместным действием пружины 3 и давления
60

a) d)
Рис. 22. Переливные клапаны.
а—неразгруженный прямого действия; б—с разгруженным
переливным золотником и шариковым клапаном.
в системе займет соответственно более высокое или более низкое
положение. Вследствие этого сопротивление прохождению сливаемой
жидкости понизится или повысится и нормальное давление в
системе восстановится.
iB неразгруженном клапане имеется возможность плавной
регулировки благодаря сравнительно большой пружине 3\ однако
диапазон регулировки у него несколько меньше, чем у клапана
разгруженного типа. Такой клапан прост по конструкции, но имеет
существенный недостаток: при повышении производительности
появляется резкая вибрация, которая сопровождается громким шумом.
В клапане разгруженного типа переливной золотник 2
разгружен от осевого усилия со стороны масла при закрытом шариковом
клапане в, так как полости 7 и 5 сообщаются с полостью 6 через
сверления 8 в корпусе 1 и 9 в пробке 4. Повышение давления в
полости 6 приводит к росту давления в полости 5, что в свою очередь
приводит к открытию шарикового клапана в, нагруженного
регулируемой пружиной 10,
61

После открытия шарикового клапана рабочая жидкость из
полости 5 над золотником начинает сливаться по каналу в бак.
Падение давления, происходящее при этом ib полости 5, не
восстанавливается, так как компенсирующее поступление жидкости из
полости 6 происходит через калиброванное отверстие 9 с сильным
дросселированием.
Под действием возникшей разности давлений золотник 2,
преодолевая силу пружины 12, перемещается вверх и сообщает
полость 6 со сливным окном 13; при j
Рис. 23. Редукционные клапаны.
а —с конусным седлом; б —плунжерный.
ние; при повышении давления он передвигается выше, а при
понижении — под действием пружины 12 отходит вниз; соответственно
уменьшается или увеличивается степень открытия окна 13 и
меняется сопротивление проходу жидкости на слив и давление
поддерживается постоянным.
ОПереливные клапаны неразгруженного типа выпускаются с
диапазонами рабочего давления: 6—10 кГ/см2; 0—25 кГ/см2; 6—
14 кГ/см2. Переливные клапаны разгруженного типа выпускаются
с диапазонами рабочего давления: 2—25 кГ/см2; 2—65 кГ/см2.
Описанные клапаны при других схемах их включения в систему
и с некоторыми конструктивными изменениями могут выполнять и
другие функции: поддержания постоянства давления за клапаном,
постоянства перепада давлений между двумя точками системы и т. п.
Редукционные клапаны. Для поддержания в гидросистеме или
какой-либо ее части постоянного давления рабочей среды,
меньшего, чем давление, подводимое к этой системе или ее части, служат
редукционные клапаны.
Рабочая жидкость поступает в редукционный клапан (рис. 23,а)
через входное отверстие / и проходит через полость 2, кольцевую
62

ЩеЛь 8 и полость 4 к выходному отверстию $. Полость 4 кайалаМй
6 связана с полостью 10, из которой рабочая среда имеет доступ
в канал 8, закрытый шариковым клапаном.
Шариковый клапан находится в закрытом состоянии до тех пор,
пока усилие на шарж, действующее от давления жидкости в
канале 8, меньше усилия пружины 7. При этом пружина 11 удерживает
плунжер 12 в крайнем нижнем положении; поскольку по каналам 6
жидкость не перетекает, давления в полостях 4 и 10 равны; щель 3
при этом максимально открыта.
Эти условия соответствуют нормальному рабочему состоянию
системы: в полости 2 господствует давление входа р\, а в системе
полостей и каналов 4, 6, 8, 10 давление р2, пониженное вследствие
дросселирования в щели 3.
Когда давление в канале 8 превышает усилие пружины 7
(например, при возрастании давления питания р\ или противодавления
на выходе, т. е. в канале 5), шарик отжимается и рабочая жидкость
получает возможность свободно выходить из полости 10 по каналам 8
и 9 в бак. Тогда давление в полости 10 становится меньше, чем
в полости 4, на величину потерь в каналах 6. Под действием
разности этих давлений плунжер 12 перемещается вверх, уменьшая
сечение щели 3. Дросселирование потока при переходе его через щель
из полости 2 в полость 4 увеличивается, и давление в полости 4
падает. Подъем плунжера происходит до тех пор, пока давление в
полости 4 не станет равно сумме давлений жидкости в полости 10 и
от пружины //.
Если, наоборот, по каким-либо причинам давление в полости 4
падает, например при уменьшении давления питания или
противодавления в канале 5, плунжер 12 под действием пружины 11
отходит вниз, размер щели 3 увеличивается, уменьшается потеря
давления в ней, а давление в полости 4 возрастает. Следовательно,
редукционный клапан при колебаниях давления в линиях / и 5
поддерживает давление в полости 4 на заданном уровне.
Редукционные клапаны широко применяются в станочных
гидравлических системах, в которые они включаются на входе. Система
при этом получает питание от внешнего источника, создающего
более высокое давление, чем это нужно для работы системы.
Редукционный клапан снижает его и поддерживает постоянным.
Принципиальная схема одного из клапанов, предназначенных для
гидросистем станков-полуавтоматов и автоматов, показана на рис. 23Д
Жидкость под высоким давлением подается в клапан по каналу /.
При открытом окне 2 она далее по кольцеобразной канавке 5 и
каналу 4 поступает в полость 3, по пути теряя давление на
преодоление сопротивлений, величина которых заметно изменяется в
зависимости от степени открытия окна 2. С помощью регулировочного
болта 9 изменяется предварительное поджатие пружины 8, которое
определяет величину редуцированного давления в камере 3.
Приближенное значение редуцированного давления без учета
сил трения и инерции перемещаемой жидкости и плунжера равно
А W + yC
где dp.K — диаметр редукционного клапана, см\
63

W — сила предварительной затяжки пружины, кГ\
у— рабочее перемещение редукционного клапана в корпусе,
см;
С— жесткость пружины, кГ/см2.
Фактически при перемещениях тела клапана сжатие пружины,
а с ним и давление /?ред меняются.
Почти постоянное редуцированное давление можно получить
в случае применения мягкой пружины с большим предварительным
сжатием в сочетании с малыми рабочими перемещениями тела
клапана.
Тогда, пренебрегая незначительной относительной величиной
произведения уС, получим:
4W
Ррех = —?2~ ~ Const.
ndp.K
Когда величина редуцированного давления возрастает выше
предельно допустимой, тело клапана опускается настолько, что полость
редуцированного давления через канал 4, кольцевую проточку 5 и
окно 6 соединяется со сливом. Окно 7 предназначено для отвода
утечек.
15. УСТРОЙСТВА СО СТРУЙНОЙ ТРУБКОЙ
Упрощенная принципиальная схема устройства со струйной
трубкой показана на рис. 24.
Внутри корпуса / расположена струйная трубка 2 с коническим
насадком 8. Как видно по схеме, с правой стороны на трубку
воздействует опирающийся на нее толкатель 7, соединенный с датчиком
или другим элементом, механическое перемещение которого и
представляет собой входной сигнал малой мощности, подлежащий
усилению. С противоположной стороны на трубку воздействует
пружина 4, работающая на сжатие. Ее начальное натяжение регулируется
винтом 3. Струйная трубка каналом 5 сообщается с источником
питания и имеет возможность поворачиваться на небольшой угол
вокруг оси О, расположенной перпендикулярно плоскости рисунка.
Выходной конический насадок струйной трубки окружен
цилиндрическим колпачком 9 и обращен к расширяющимся приемным
соплам 10, расположенным в плоскости вращения трубки. Сопла
соединены трубопроводами с обеими полостями цилиндра двойного
действия (исполнительного механизма).
Струйная трубка имеет диаметр 5—6 мм и* длину 150—170 мм.
Диаметр конического насадка 1„8—2,0 мм, а его предельное
перемещение от среднего положения составляет ±1,5—2,0 мм.
Диаметр входных окон приемных каналов несколько больше
диаметра конического «асадка и равен примерно 2,0—2,5 мм.
Расстояние между внутренними кромками входных окон невелико (обычно
0,2—0,5 мм).
Гидравлическое устройство со струйной трубкой превращает
кинетическую энергию движущейся массы жидкости в потенциальную
энергию давления. Поступающая от насоса рабочая жидкость,
имеющая давление 6—8 кГ/см2, проходит через конический насадок
струйной трубки. При этом скорость, а вместе с ней и запас кинетической
64

vr
I 1 >
l— r*
энергии -потока возрастают за счет падения статического напора
(давления). Выходящая из (Конического насадка свободная струя
рабочей жидкости компактна и имеет хорошо сформированную
слабо коническую расходящуюся форму, которая сохраняется на
довольно большом расстоянии от сопла. При прохождении приемных
сопел скорость жидкости, а следователь- г_ г—1— *• — ~i
но, и ее кинетическая энергия
уменьшаются,„ так что в трубопроводе, ведущем
к рабочему цилиндру, давление
повышено. До тех пор пока воздействие
толкателя 8 и пружины 4 уравновешены,
струйная трубка находится в
нейтральном положении и струя жидкости,
выходящая из струйной трубки,
перекрывает оба входных окна приемных сопел
одинаково. Поэтому давление жидкости
по обе стороны поршня
исполнительного механизма одинаково и он
находится в состоянии покоя. Когда же
толкатель управляющего элемента
выводит струйную трубку из
нейтрального положения, в одном из приемных
сопел и . в соответствующей полости
рабочего цилиндра давление pi
возрастает, а в другой полости давление рг " i \
падает. В результате разницы давлений О/пнаша 1 1
поршень исполнительного механизма
начинает перемещаться и связанный
с ним шток совершает необходимую
операцию. Жидкость из
противоположной полости цилиндра через нерабочее
сопло сливается в корпус усилителя и
оттуда по трубопроводу 6 в сливной бак.
Коэффициент полезного действия
струйного устройства равен 0,8—0,85,
так как часть напора жидкости,
подведенной к трубке, затрачивается на
преодоление гидравлических сопротивлений как в самой струйной
трубке, так и на пути движения потока в приемных соплах и далее
к цилиндру.
6
На с ми. В
Рис. 24. Принципиальная
схема устройства со
струйной трубкой.
/ — корпус; 2—струйная
трубка; <?—регулировочный винт;
4 — пружина; 5—линия
подвода от насоса; 5—сливная
линия; 7—толкатель;
8—конический насадок^
—цилиндрический колпачок;
10—приемные сопла.
16. УСТРОЙСТВА ТИПА СОПЛО—ЗАСЛОНКА
В системах гидроавтоматики элементы, выполненные в виде
заслонок, воздействуют на истекающую из сопла, струю жидкости.
Принципиальные схемы устройств типа сопло — заслонка могут быть
различными. Рассмотрим кратко их основные конструктивные
разновидности. На рис. 25,а показана простая заслонка, поступательно
перемещающаяся относительно сопла, на рис. 25,6 —
дифференциальная заслонка, приближающаяся к одному и одновременно
удаляющаяся от другого сопла, а на рис. 25,в — поворотная заслонка, по
характеру работы напоминающая задвижку. Во всех случаях
приближение заслонки к соплу вызывает повышение сопротивления при
5 М. Д. Лемберг.
65

6) 6)
Рис. 25 Устройства типа сопло — заслонка.
а —простая заслонка, поступательно перемещающаяся относительно
сопла; б —дифференциальная заслонка, приближающаяся к одному
и одновременно удаляющаяся от другого сопла; в — поворотная
заслонка.
истечении жидкости из сопла, а следовательно, рост давления рг
в системе перед входом в сопло. Удаление заслонки от сопла
понижает это давление.
17. ДРОССЕЛИ
Дроссель — это гидравлическое сопротивление, регулируемое или
постоянное, специально вводимое в сеть или для понижения
давления рабочей жидкости за дросселем при постоянстве давления до
него, или для повышения давления перед дросселем, если.-.давление
за ним постоянно. Дроссели могут входить в состав более сложных
комплексов регулирующей и управляющей аппаратуры,
предназначенных для выполнения различных функций в гидросистеме.
Принципиальные схемы дросселей строятся с использованием
потерь напора по длине, местных потерь напора или
комбинированные.
Дроссельное устройство, построенное по принципу потери
напора по длине, представляет собой канал небольшого сечения и
большой длины. В схеме на рис. 2б,а этот канал нанесен на пробке /
в форме винтовой канавки. Выдвигая или. вдвигая пробку / в
корпус 2У изменяют рабочую длину канала, чем и вызывается изменение
потерь напора. Основным недостатком подобных дроссельных
устройств является зависимость величины потерь от вязкости
рабочей жидкости. Количество проходящей через дроссель рабочей
жидкости определяется по формуле
Q = k1plf
где kt — коэффициент, зависящий от конструкции дросселя,
м*1кГ-мин\
/?, — давление перед дросселем, кГ/м2.
66

Дроссельные устройства, построенные по принципу
использования местных потерь напора (рис. 26,6), представляют собой
различного рода диафрагмы 3, вмонтированные в трубопровод 4.
Изменение с помощью иглы 5 размера проходного сечения отверстия в
диафрагме вызывает изменение величины местного сопротивления и
соответственно изменение количества протекающей жидкости.
Максимальное проходное сечение дросселя рассчитывается, исходя из
условия прохождения через полностью открытый дроссель заданного
расхода рабочего тела Q при
практически допустимой скорости движения
рабочей жидкости в наименьшем сечении
щели дросселя; сопротивление' дросселя
при этом минимально. Чем меньше
величина отношения длины
дросселирующего отверстия к его диаметру, тем с
большей точностью количество
пропускаемой дросселем жидкости подсчиты-
вается по формуле
ж.
Q = kVbp,
где
-коэффициент, зависящий от
конструкции дросселя,
степени его открытия и
вязкости рабочей жидкости,
м*1кГ-мин\
-перепад давления
в~трубопроводе, образующийся [по
обе стороны дросселя,
кГ\м2 (здесь рх и р2 —
соответственно давления
рабочей жидкости перед
дросселем и после него).
•/////////,
W777777777//
Рис. 26. Принципиальные
схемы дросселей.
а —дроссельное устройство,
построенное по принципу
потери напора на длине; б —
дроссельное устройство,
построенное по принципу
использования местных потерь
напора; в —комбинированное
дроссельное устройство.
Поэтому целесообразнее всего
делать отверстия в дросселе коническими,
резко расширяющимися по направлению
потока, с острой входной кромкой.
Экспериментально установлено, что
значения коэффициента k колеблются в
пределах 0,7—0,85.
На рис. 26,в представлена схема дроссельного устройства, в
котором потери напора по-длине и местные потери напора имеют
соизмеримую величину и обе изменяются при регулировании. В этом
дросселе путем перемещения пробки / вдоль оси трубопровода 4
одновременно изменяются и длина щели и ее сечение. В результате
происходит изменение как потерь напора по длине, так и
коэффициента местных потерь напора.
Рабочая среда в щелевом гидравлическом дросселе (рис. 27,а)
поступает в отверстие / и через щель 2 в сердечнике 3 проходит
к отверстию 4. Величина проходного сечения щели изменяется
поворотом сердечника.
В шариковом дросселе (рис. 27,6) рабочая жидкость поступает
в отверстие 3 и далее проходит в зазор между конусом корпуса
дросселя и шарикам 2 к выходному отверстию 4. Площадь проход-
5* 67

йсуго сечения изменяется вращением винта /, конец которого
фиксирует положение шарика 2.
В игольчатом дросселе с обратным клапаном (рис. 27,в)
рабочая жидкость поступает в отверстие 3. Проходное кольцевое сечение
при входе в канал 5, ведущий к выходному отверстию 2, меняется
путем осевого смещения штока 4, нижний конец которого выполнен
в виде конуса. Наивысшее давление в канале 2 ограничено усилием
регулируемой пружины 6, нагружающей шариковый клапан /.
iB представленном на рис. 27,г канавочном дросселе,
осуществляющем схему, показанную на рис. 26,0, площадь проходного
сечения щели / изменяется при повороте сердечника 2.
18. ЦИЛИНДР С ПОДПРУЖИНЕННЫМ ПОРШНЕМ
На рис. 28 представлена схема широко распространенного в
гидросистемах элемента — цилиндра с подпружиненным поршнем.
Рабочая жидкость под давлением р поступает через вход 1
корпуса 2 в полость А. При этом поршень 5, преодолевая сопротивление
Рис. 28. Цилиндр с подпружиненным
поршнем.
пружины 4 и сжимая ее, перемещается вправо. Чем выше давление
рабочей жидкости, тем больше деформируется пружина 4, тем
больший объем жидкости и большее количество энергии в ней
аккумулируется цилиндром. Для предотвращения образования противо^
давления в полости Б последняя связана с атмосферой отверстием 5
корпуса 2. При понижении давления в канале / ниже р пружина
выдавливает жидкость из полости А через этот канал.
Рассмотренный элемент применяется в качестве основного узла
гидроаккумуляторов—-гидравлических реле времени (в комплекте
с дросселем на входе /) и в качестве (гидропривода одностороннего
действия.
19. ЗАДАТЧИКИ
Назначение задатчика—устанавливать необходимое значение
регулируемого параметра в пределах того диапазона, который
осуществим с помощью данной регулирующей гидросистемы. За датчики в
гидравлических автоматических системах могут быть механическими,
пневматическими, электрическими и гидравлическими,
соответственно и их выходной сигнал имеет вид перемещения, давления
воздуха, электрического импульса, а не обязательно давления жидкости.
Любой задатчик гидравлических регулирующих систем вносит в
систему требуемое значение регулируемого параметра в форме
пропорционального этому значению усилия \(рис. 29), которое воздейст-
69

вует на сравнивающее устройство, где это усилие создает
некоторый эффект (момент, перемещение, деформация и т. п.).
На рис. 29 требуемое значение регулируемого параметра
устанавливается величиной задающего перемещения тяги ), которое
определяет положение пробки дросселя 2, а следовательно, и давление
р2 -жидкости, подводимой к элементу сравнения, где это давление
создает некоторое усилие.
В элемент сравнения вводится одновременно также и усилие,
пропорциональное фактическому значению регулируемого параметра,
которое вызывает аналогичный, но противоположно направленный
эффект. Необходимо отметать, что природа обоих импульсов (уси-
Задающее перемещение
Рабочая жидкость
*~под дабленивмлр^
Ж
К элементу
сра6нения,р2
Рис. 29. Принципиальная схема задатчика.
лий), поступающих в элемент сравнения, должна быть одинаковой:
давление рабочей жидкости, давление таза, сила- электромагнитов
и т. п. Конструктивный элемент сравнивающего устройства,
воспринимающий оба упомянутых входных импульса, создает выходной
импульс, пропорциональный алгебраической сумме входных импульсов.
Выработанный элементом сравнения сигнал рассогласования,
который может быть также различной физической природы, в
гидравлической системе всегда переводится в гидравлическую форму, т. е.
воздействует на давление рабочей жидкости путем перестановки
какого-либо регулирующего органа (мембраны, сильфона, клапана,
дросселя и т. п.). Гидравлический сигнал, пройдя через
последующие звенья регулирующей системы, создает необходимый командный
импульс, воздействующий на рабочий орган исполнительного
механизма.
Изменение задаваемого (номинального) значения величины
регулируемого параметра производится либо посредством ручного
перемещения указателя по шкале задания, либо автоматически по
программе, изменяемой в зависимости от другого параметра (в
регуляторах соотношения), или заданной во времени.
ГЛАВА ПЯТАЯ
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РЕГУЛИРУЮЩИЕ
УСТРОЙСТВА И ПАНЕЛИ УПРАВЛЕНИЯ
На основе сочетаний рассмотренных выше элементарных
гидравлических устройств создано большое количество типовей и
индивидуальной гидравлической распределительной и регулирующей
аппаратуры — узлов, блоков и панелей, а также разработано много
типовых схем, имеющих целью выполнение ряда несложных функцио-
70

нальных задач, часто входящих в состав более сложных
автоматических циклов управления и регулирования.
В настоящей работе не рассматриваются подробно все
конструкции распределительной и регулирующей аппаратуры и ее типовые
сочетания, применяемые в самых различных областях
промышленности в составе регулирующих гидросистем самого разнообразного
назначения. Поэтому ограничимся лишь рассмотрением ряда
характерных наиболее распространенных примеров.
20. ПРИМЕРЫ ПРОСТЕЙШИХ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ
И РЕГУЛИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ И ПАНЕЛЕЙ
Одним из распространенных устройств регулирующих
гидросистем является усилитель импульсов. Наиболее простым усилителем
является обыкновенный золотник любого из типов, показанных на
рис. 13. Чаще встречаются четырехходовые золотники, так как в
качестве исполнительных механизмов в большинстве случаев
используются гидроцилиндры двойного действия.
Золотник получает командный сигнал малой мощности либо
в виде механического воздействия на шток, либо в виде давления
рабочей жидкости, действующей на торец одного из крайних поясков.
В то же время потоки рабочей жидкости, проходящие сквозь окна
золотника, могут быть значительно большей мощности (большие
расходы и высокое давление). Золотниковый усилитель, имеющий,
как и обычный распределительный реверсирующий золотник, только
два крайних положения (не считая возможного третьего —
нейтрального), дает одну постоянную степень усиления сигнала.
Возможна также работа подобных усилителей по принципу переменного
дросселирования. В этом случае золотник может быть
принудительно установлен в рабочем положении так, что его пояски в
большей или меньшей степени перекрывают каналы корпуса, тем самым
в различной степени уменьшая и давление, и расход потока,
выходящего из усилителя, т. е. степень усиления регулируется.
На рис. 30,а представлена упрощенная схема включения в
гидросистему золотникового усилителя совместно с исполнительным
механизмом; здесь / — двигатель; 2 — насос; 3 — переливной клапан;
4 — золотниковый усилитель; 5 — исполнительный механизм; 6 — бак
с рабочей жидкостью; 7 — фильтр.
Насос дает постоянный расход, избыток которого сливается
в бак через клапан 3. Чем больше перекрыты окна усилителя 4, тем
меньше поступает жидкости в цилиндр 5, техМ выше давление в
сети, действующее на клапан 3, и тем большее количество жидкости
этот клапан пропускает. Очевидно, что роль усилителя 4 в этой
схеме может играть любое регулируемое дроссельное устройство
с достаточно большими проходными сечениями и малой мощностью
управляющего воздействия (см. рис. 26 и 27).
Если в гидравлической системе применяются насосы низкого
давления, а для работы системы требуются кратковременные
высокие давления рабочей жидкости, то используют гидроусилители-
мультипликаторы давления, увеличивающие давление в
гидравлической сети в несколько раз.
Простейший мультипликатор одинарного действия представляет
собой двухступенчатый цилиндр с таким же двухступенчатым
поршнем. Рабочая жидкость от насоса под давлением ру поступает в по-
71

Рис. 30. Усилители золотникового типа.
а—упрощенная схема включения в гидросистему золотникового
усилителя совместно с исполнительным механизмом; б— принципиальная
схема мультипликатора давления.
лость большего диаметра Dit создавая усилие на поршне, равное
0,7в5 piDi2. Тогда поршень малого диаметра D2 создает в другой
полости цилиндра высокое давление р2:
0,785/y,Df _ /д^ч*
Р2~ 0,785/)* ~~Pl\D2)'
С этим давлением жидкость подается в систему.
Такой мультипликатор уменьшает расход жидкости
приблизительно во столько же раз, во сколько (раз увеличивается давление,
но не может создать длительной равномерной подачи жидкости.
72

Более совершенный вариант мультипликатора, обеспечивающего
более равномерный расход жидкости, представлен на рис. ЗОД
Здесь рабочая жидкость от насоса через реверсивный золотник 4
поочередно поступает в правую и в левую полости цилиндра 1
низкого давления, а жидкость высокого давления подается к рабочим
механизмам поочередно левым и правым уступами поршня малого
диаметра.
Поршень мультипликатора, доходя до крайнего левого
положения, нажимает на торцовый золотник 5, который переключает
золотник 4, изменяющий направление движения главного поршня
мультипликатора, и одновременно подает высокое давление в
камеру, расположенную правее поршенька 2. Вследствие этого
поршенек 2 и золотник 3 отходят в левое крайнее положение. Полость,
расположенная слева от поршенька 5, через золотник 3 соединена
со сливом, вследствие чего золотник 5 и поршенек 6
беспрепятственно перемещаются поршнем мультипликатора в левое крайнее
положение. Полость, расположенная правее торца золотника 4,
также соединена со сливом через золотник 3.
При обратном ходе поршня (мультипликатора переключение
золотника 4 и возврат поршенька 6 и золотника 5 в крайнее правое
положение происходят после нажатия на торцевой золотник 3.
На рис. 31,а приведена принципиальная схема другого
гидравлического усилителя.
Основными элементами этого усилителя являются дроссель
с переменным проходным сечением, состоящий из заслонки / и
сопла 2, дроссель с постоянным проходным сечением 4 и
междроссельная камера 3. Из междроссельной камеры имеется вывод к
исполнительному механизму.
. В усилитель подается жидкость с давлением pi, которая
проходит вначале через дроссель 4, затем через междроссельную
камеру 3 и, наконец, через зазор б между торцом сопла 2 и заслонкой /
вытекает в пространство с давлением р% ((обычно в атмосферу).
Слабый входной импульс перемещает заслонку /, положение которой
определяет величину зазора 6.
При постоянном положении заслонки по отношению к соплу
сопротивление прохождению рабочей жидкости через сопло, а
значит, и давление р2<Р\ в меж дроссельной камере и выходной
линии 5 усилителя не изменяется; исполнительный механизм при этом
находится в состоянии покоя.
Когда же положение заслонки под действием управляющего
импульса изменяется в ту или иную сторону, давление р2 в
междроссельной камере также .меняется, в результате чего исполнительный
механизм одностороннего действия приходит в движение в том или
ином направлении. Скорость, с которой он перемещается,
пропорциональна расходу рабочей жидкости, поступающей к нему; этот расход
в свою очередь зависит от давления р2.
На выходе усилителя получается большая мощность при
незначительной затрате ее на управление заслонкой.
Иногда мощности, получаемой с усилителя одного из
рассмотренных выше типов, все же недостаточно для приведения в
действие гидравлического исполнительного механизма. В этом случае
применяют гидравлический усилитель с несколькими ступенями
(каскадами) усиления. По большей части многокаскадные усилители
делаются лишь с двумя каскадами усиления.
73

Рис. 31. Элементы
гидроавтоматики с
применением устройства
сопло—заслонка.
а—принципиальная
схема гидравлического
усилителя с соплом и
заслонкой; б — элемент
сравнения; в — гидравлическое
реле с дифференциальной
задвижкой.

Остановимся кратко на расчете усилителя, изображенного на
рис. 31,а. Связь между положением заслонки, определяющим
величину •проходного сечения F2, и давлением р2, используемым для
целей управления исполнительным или иным механизмом, может быть
установлена из условия равенства объемов жидкости, поступающей
за 1 сек в междроссельное пространство и уходящей оттуда. Если
пренебречь расходом жидкости для целей управления, т. е. принять'
расход Q'2 в ответвлении равным нулю (Q'2 мало по сравнению с
расходом Q2 жидкости, вытекающей через сопло), то
Qi = Q2
или
H-i^i j/^"— (А — А) = ^2 У у- (р2 — Ръ) >
где и [х2 — соответственно коэффициенты расхода постоянного
и переменного дросселей.
В случае, когда истечение жидкости происходит в атмосферу
и давления рх и р2 берутся избыточные, давление р2 в
междроссельной камере может быть вычислено по формуле1
1
Рг = Р\
1
Устройство другого назначения, также использующее элемент
типа сопло — заслонка, представлен на рис. 31,6. Это элемент
сравнения. Здесь pi и р2—'Сравниваемые давления, поступающие,
например, от датчика системы и от задающего устройства; р3 —
давление питания. В равновесном состоянии элемент сравнения
находится при условии равенства давлений рь поступающего в
камеру В, и р2, поступающего в камеру С. При этом давление ръ через
камеры А и D поступает на выходы Съ и С2. Если давление р\
станет больше давления р2, то жесткий центр 1, связывающий
мембраны 2У 3 и 4, благодаря разности усилий, действующих на мембраны и
диски центра, перемещается вверх, закрывая сопло С\ и полностью
открывая сопло С2. Если, наоборот, р2>рь сопло С2 закрывается,
а сопло С\ открывается.
Другая конструкция усилителя, так называемое реле с
дифференциальной задвижкой (рис. 31,в), работает с использованием
принципа дросселирования жидкости.
Распределительным органом <в таком усилителе является
большой золотник 2. Наличие дифференциальной задвижки / позволяет
при ничтожном усилии, затрачиваемом на ее поворот, получать
значительные перестановочные усилия, перемещающие золотник 2.
Рабочая жидкость, поступающая с давлением р\ и делящаяся на два
параллельных потока, предварительно дросселируется дросселями d
и d\ а затем вытекает через два отверстия (с и с'). При повороте
задвижки / на угол б проходное сечение одного из этих отверстий
увеличивается, а другого — уменьшается. В результате этого в вет-
1 Заметим, что эта формула непригодна при величинах
расходов Q2 и Q'2 одного и того же порядка, что на практике
встречается редко.
75

вях потока устанавливаются давления р2 и р2'. Поэтому силы,
действующие на диски Ь штока золотника, имеющие одинаковые
размеры и нагруженные равными усилиями пружин а, будут различны.
Разность этих сил давления используется как перестановочная сила
для распределительного или регулирующего органа (золотника).
Рассмотрим пример устройства, обеспечивающего постоянство
давления питания гидравлической системы.
Рис. 32. Принципиальная схема
конструкции редукционного клапана с
регулятором редуцированного давления.
На рис. 32 показана принципиальная схема конструкции
редукционного клапана с регулятором редуцированного давления.
Здесь рабочая жидкость под давлением из линии 5 проходит
в линию 6 через клапан. Давление ее распространяется в камере 2
и /, а из последней и в камеру 3 через дроссель 7.
При возрастании редуцированного давления в сети, а значит, и
в камере 3 происходят открытие шарового клапана 8 и слив части
жидкости через линию 9, следствием чего является резкое падение
давления в камере 3 за поршнем 4.
Под действием возникшей разности давлений, действующих на
верхний и нижний торцы поршня 4, последний поднимается и
частично перекрывает канал 5, чем дросселирует жидкость, проходящую
в линию 6, т. е. снижает давление и в камерах 1, 2, 3. Если
давление в линии 5 начинает падать, золотник опускается и канал для
76

подвода жидкости высокого давления открывается сильнее. Когда
это давление падает до величины, на которую отрегулирована пру-
ж-ина клапана 5, последний закрывается и неуравновешенная сила
пружины 10 опускает поршень в нижнее положение, предельно
снижая дросселирование потока, перетекающего через клапан в линию 6
и тем самым делая его давление почти равным давлению в линии 5.
Большего повышения давления в линии 6 при этом достигнуть
невозможно. Таким образом,
описанный клапан поддерживает в
линии 6 постоянное
редуцированное давление, равное давлению
открытия клапана 8 *. В
рассмотренной конструкции имеется
возможность регулировать величину
редуцированного давления путем
изменения затяжки пружины шаро-'
вого клапана 8.
На рис. 33 представлена
схема панели—переливной золотник
с предохранительным каналом.
Панель ставится для непрерывной
работы на перелив в бак
излишней подаваемой насосом
жидкости с одновременным
поддержанием постоянного давления в
участках сети, расположенных перед
панелью. Рабочая жидкость под
давлением подводится
одновременно в полости 1 и 10 и к линии
а. Когда давление повышается
сверх давления настройки, шарик 5
предохранительного клапана отжимается и небольшое количество
жидкости сливается в бак по линии 7; в полость 6 жидкость поступает
через дроссель 9, поэтому давление в полости 6 ниже давления в
полости 10. Давление в полостях 1 и 10 преодолевает давление в
полости 6 и силу пружины 4, в результате чего золотник 3 поднимается,
сообщая линию а со сливом. Чем выше давление в напорной линии,
тем выше устанавливается золотник 3 <и тем больший объем
жидкости сливается из напорной линии, снижая давление в ней; при
понижении напорного давления золотник опускается, уменьшая объем
сливаемой жидкости и поддерживая давление в напорной линии
постоянным. Кран 8 служит для отключения золотника и разгрузки
системы от давления. В тех случаях, когда золотник управляется
дистанционно, командное давление подается по линии 2.
Весьма важную роль в гидросистемах играют стабилизаторы
скорости. На рис. 34 показаны три схемы устройств,
предназначенных для стабилизации скорости. На первой из них (рис. 34,а)
перед дросселем 2 стоит клапан 4, плунжер / которого обеспечивает
постоянную небольшую разность давлений (р2—Рз) до и после
дросселя, что. в свою очередь стабилизирует постоянство расхода жидкои
сти через дроссель в систему. Благодаря малой разности давлений
(р2—рз) щель дросселя предохраняется от засорения, так как име-
СшВ
Рис. 33. Переливной золотник
с предохранительным клапаном.
* Если давление в линии 5 не ниже этого давления.
77

в)
Рис. 34. Стабилизаторы скорости.
ется возможность работать на больших проходных сечениях. На
клапан снизу действует усилие, равное произведению
(^н + FK) р2,
где FH — площадь нижнего торца плунжера 2;
FK—площадь кольца нижнего торца грибка плунжера.
Учитывая, что сумма площадей FK + Fn равна площади Fs
верхнего торца плунжера, усилие, действующее снизу на плунжер,
равно FBp2.
78

Сверху на плунжер клапана действуют постоянное усилие А
пружины 3 и усилие, развиваемое давлением р3 за дросселем и
равное FBp3.
Для равновесного состояния плунжера 2 необходимо
соблюдение следующего условия:
FBp2 = FBp3 + Л
Если повышается давление р2 до дросселя или падает давление
Рз за ним, то создается усилие, под действием которого плунжер
клапана перемещается вверх и его нижний поясок частично
перекрывает окно ввода давления рь При этом увеличивается
дросселирование давления pi и давление р2 уменьшается до восстановления
первоначальной величины перепада (р2—рз); напротив, при росте
давления р3 или уменьшении давления р2 плунжер клапана
перемещается вниз, степень дросселирования давления pi уменьшается,
в результате чего восстанавливается величина перепада (р2—рз).
На рис. 34,6 (представлена вторая принципиальная схема
стабилизатора скорости. Здесь клапан 4 включен параллельно
дросселю 2, поставленному в линии питания системы.
Как и в первой схеме (рис. 34,а), на плунжер 1 клапана снизу
действует усилие от давления р2 в полостях 7 и 9, а сверху усилие,
равное сумме силы пружины А и силы давления р3 в полости 10
(фактически давление в полости 10 понижено при прохождении
через демпфер 3).
При нарушении равновесия плунжер / движется вниз или вверх,
соответственно уменьшая или увеличивая слив через клапан, что в
свою очередь увеличивает или уменьшает давление р2, поддерживая
постоянным перепад (р2—Рз). Для предохранения гидросистемы от
чрезмерного повышения давления служит предохранительный
клапан 6. Линия 5 служит для дистанционного принудительного
управления, клапаном, а кран 8 для полного отключения давления,
подаваемого в гидросистему.
На рис. 34,в показана схема третьего стабилизатора скорости,
специально предназначенного для смягчения ударов при резкой
смене рабочей нагрузки R на штоке рабочего гидроцилиндра 7.
Это достигается путем изменения противодавления р2 в
нерабочей'полости цилиндра так, чтобы сумма [R+'(F—/)р2] при
колебаниях R оставалась постоянной и равной произведению Fp{. В этом
случае насос / работает с постоянной подач-ей, а предохранительный
клапан 2 настроен на максимальное давление pi, соответствующее
максимально допустимой величине R. Когда нагрузка R растет,
давление pi увеличивается и перемещает плунжер 3 золотника 6
вправо. При этом площадь проходного сечения под конусом 4
увеличивается и степень дросселирования жидкости на выходе
уменьшается; в результате уменьшается давление р2 и восстанавливается
давление pi. Подобным же образом выравнивается давление pi при
уменьшении силы R.
В тех случаях, когда требуется обеспечить малый расход
рабочей жидкости в одном направлении и большой в другом, в
системах гидроавтоматики применяют панель, содержащую дроссель,
включенный параллельно обратному клапану (рис. 35). Панель
работает следующим образом. При подводе рабочей жидкости под
давлением по линии б она поступает в линию а только через
дроссель / (на рис. 35 это направление потока показано сплошными
79

стрелками); когда давление в линии б становится меньше, чем в
линии а, рабочая жидкость из линии а направляется /в линию б
главным образом через обратный клапан 2 (пунктирные стрелки). В
результате расход жидкости увеличивается во много раз. Дроссель /
обычно применяется регулируемый.
На рис. 36 представлена принципиальная схема панели
последовательного действия, обеспечивающей последовательность
включения гидроцилиндров / и //. Основными элементами панели являются
напорный золотник 4 с возврат-
1
\\
Рис.
2 ~~
35. Панель „дроссель -
обратный клапан".
ной пружиной и обратный клапан
2, пропускающий рабочую
жидкость только в направлении
справа налево. Насос 5 вначале
перемещает поршень цилиндра / при
давлениях, недостаточных для
сдвига золотника 4 вниз. Когда
этот поршень дойдет до упора,
давление насоса возрастает,
сдвигает вниз золотник 4 и открывает
проход рабочей жидкости под
повышенным давлением по линии 3
в гидроцилиндр //. При обратном
движении поршня в цилиндре // клапан 2 свободно пропускает на
слив жидкость с малым давлением при поднятом золотнике 4,
перекрывающем линию 3.
В тех случаях, когда требуется, чтобы гидроцилиндр //
срабатывал не при большем, а при меньшем давлении, чем цилиндр /,
в линию 3 ставится демультипликатор давления 1 (на рис. 36
показан пунктиром), т. е. устройство, на выходе которого создается
значительно меньшее давление, чем на входе.
На рис. 37 представлена принципиальная схема панели,
предназначенной для управления гидроцилиндром, питаемым двумя
насосами, один из которых (/) —высоконапорный с малой подачей,
другой (8)—высокопроизводительный, низконапорный. Основными эле-
дслав
Рис. 36. Панель последовательного действия.
80

Рис. 37. Принципиальная схема работы двух насосов
на один цилиндр.
.ментами панели являются: описанный ранее переливной золотник 2
с предохранительным клапаном (см. рис. 33), обратный клапан 5 со
слабой пружиной и клапан 7 низкого давления с регулируемой
сильной пружиной. При малых нагрузках поршень рабочего
гидроцилиндра должен двигаться с большой скоростью, а при возрастании-
нагрузки его скорость должна резко снизиться. При малых
нагрузках оба насоса развивают малое давление и плунжеры золотника 2
и клапана 7 находятся в нижних положениях, не пропуская
рабочую жидкость на слив; насос 1 работает непосредственно на
гидроцилиндр, а насос 8 — параллельно ему через обратный клапан 5.
Когда рабочая нагрузка возрастает и повышается давление насосов,
действующее по линиям 4 и 3} плунжер клапана 7 поднимается,
сообщая насос 8 через линии 3 и 6 со сливом. При этом давление
насоса 8 падает настолько, что он полностью начинает работать на
слив, а повышенное давление .в линии 4 запирает обратный клапан 5.
В результате насос /, обеспечивая при малой подаче высокое
давление, начинает один работать на гидроцилиндр и скорость поршня
последнего уменьшается. Постоянное давление в напорной линии
в этот период поддерживается клапаном 2, который перепускает
часть рабочей жидкости в сливной бак, когда давление жидкости
повышается сверх нормы.
На рис. 38,а и б представлены две распространенные схемы
использования двухпозиционного золотника с механическим
управлением. Переключение такого золотника производится либо в
результате воздействия специально настроенного кулачкового устройства,
либо под действием того самого органа станка, перемещения кото-
6 М. Д. Лемберг.
81

Рис. 38. Примеры применения золотника с механическим
управлением,
а — схема включения золотника для непосредственного изменения направления
потока рабочей жидкости; б — то же для переключения ^основного реверсивного
^золотника^О. 3 гидравлической системы управления.
рого управляются данным золотником. На схеме, представленной на
рис. 38,а. этот золотник Л 'непосредственно управляет рабочим
цилиндром, а на рис. 38,6 используется в качестве вспомогательного,
управляющего движениями основного золотника 0.3.
Отметим, что в этих конструкциях обратное движение плунжера
осуществляется пружиной.
На рис. 39,а и б представлены две схемы использования
реверсивных золотников для переключения работы гидроцилиндра с
прямого на обратный ход. На первой схеме (рис. 39,а) двухпозицион-
ный золотник 10 управляется гидравлически: от насоса Н жидкость
под высоким давлением поступает через цилиндрический золотник-
переключатель (пилот) / к одному из торцов золотника 10 через
обратные клапаны 6 или 9. Золотник 10 .может занимать только
одно из двух крайних положений. На рис. 39,а плунжер золотника
занимает крайнее левое положение и напорная линия насоса 8
сообщается через линию 4 с правой полостью гидродвигателя; при этом
из его левой полости через линии 3 и 7 отработанная рабочая
жидкость направляется па слив. Пилот / механически управляется
рабочим органом машины. Когда поршень рабочего гидроцилиндра
дойдет до левого крайнего положения, он повернет пробку пилота 1
против часовой стрелки, соединяя левую торцовую полость
золотника 10 с насосом, а правую — со сливом. Тогда золотник
перебросится в правое крайнее положение, правая полость рабочего
гидроцилиндра соединится со сливом, а левая — с насосом. Его поршень
начнет перемещаться слева направо. Удары при переключении
золотника Ю смягчаются с помощью дросселей 2 и 5, через которые
рабочая жидкость медленно вытесняется на слив.
Схема, представленная на рис. 39,6 отличается от
рассмотренной выше тем, что здесь используется трехпозиционный золотник,
переключаемый катушками 1 п 8. Когда ток в катушках отсутст-
82

вуёт, пружины 2 и 7 устанавливают плунжер золотника в среднее
положение, -при котором карман 5 сообщает обе полости
гидроцилиндра 9 с напорной линией 4, а сливные линии 3 и 6
перекрываются буртиками плунжера. Включение одной из катушек
перебрасывает плунжер золотника в одно из крайних положений, вследствие
чего поршень 10 начинает двигаться в соответствующем направле-
/о s
d)
Рис. 39.
а принципиальная схема работы двухпозиционного реверсивного~золот-
ника на гидроцилиндр; б—принципиальная схема работы трехпозицион-
ного^реверсивного золотника на гидроцилиндр.
6*
83

нии. Клапан // на рис: 39,а и б защищает систему от повышения
давления сверх установленного путем настройки этого клапана.
В тех случаях, когда мощность регулирующего сигнала
недостаточна для приведения в действие распределителя, сигнал
пропускается через усилительное звено, которым обычно служит
промежуточный вспомогательный золотник (сервозолотник), как правило,
конструктивно объединенный с основным золотником в виде
сложного распределительного устройства.
Вход
Рис. 40# Гидроусилитель с сервозолотником.
Такие распределители, получившие название золотниковых
распределителей с серводейстаием, радикально уменьшают
необходимую управляющую силу и одновременно обеспечивают значительный
расход жидкости.
Несмотря на разнообразие конструкций подобных
распределителей, действуют они почти всегда по одному принципу, поэтому
достаточно рассмотреть схему лишь одного подобного устройства.
Устройство, представленное на рис, 40, использует принцип
дифференциального поршня. Дифференциальным поршнем здесь является
основной распределительный золотник.
Из нагнетательной магистрали через канал 9 жидкость
поступает в левую полость 2 основного золотника /. Одновременно
с этим жидкость подводится и к вспомогательному золотнику 3. При
принудительном перемещении последнего влево жидкость через
окно 5, канал 6 и калиброванное отверстие 8 попадает в правую
полость 7 основного распределительного золотника 1. Ввиду того, что
площадь правого торца плунжера золотника / больше площади
левого торца, плунжер перемещается влево, соединяя при этом
нагнетательную магистраль с соответствующей полостью силового
(рабочего) цилиндра 11, а другую полость последнего — со сливом.
84

При перемещении плунжера 3 вспомогательного золотника
в противоположную сторону правая полость основного золотника
соединяется со сливной магистралью 10 через каналы 4 и 6. Тогда под
действием давления жидкости в полости 2 плунжер золотника 1
перемещается вправо и реверсирует питание силового цилиндра //.
В рассмотренной схеме гидроусилителя с сервозолотником
основной золотник повторяет движения вспомогательного золотника;
ошибка будет тем меньше, чем точнее ширина пояска плунжера
вспомогательного золотника равна ширине проходного окна 5.
Отверстие малого размера 8 устраняет возможность вибраций
основного золотника.
21. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РЕЛЕ ДАВЛЕНИЯ
И ВРЕМЕНИ
Реле давления (принципиальная схема представлена на рис. 41,а)
предназначено для срабатывания отдельных механизмов
'гидросистем при повышении давления в определенном участке сети
(например, включение привода, реле времени, включение или отключение
насоса). При повышении давления в гидравлической системе
стержень реле обычно либо перемещает управляющий золотник, либо
замыкает электрический контакт, которые управляют срабатыванием
механизма.
Простейшее реле давления, которое присоединяется к
управляемой линии с помощью штуцера 3, представлено на рис. 41,6. При
нормальном давлении в гидросистеме предварительно сжатая
пружина 5 прижимает поршень 4 к основанию расточки корпуса 2.
Когда давление в гидросистеме, в которую включено реле,
превышает установленное, поршень 4 перемещается и соединенный с ним
стержень / при этом замыкает или размыкает замыкающие или
размыкающие контакты выключателя, приводящего в действие
электрическое реле. При уменьшении давления в системе стержень /
возвращает контакты электрического выключателя в исходное
положение.
На рис. 4L,e представлена конструкция реле давления,
выполненного в комбинации с электрическим конечным выключателем.
Плунжер 6, на который с одной стороны действует давление жидкости,
а с другой стороны— сила упругости сжатой пружины 4, связан
с головкой 5, перемещения которой передаются на рычаг 2, который
включает или выключает конечный выключатель 1.
Регулировка реле давления осуществляется с помощью гайки 3,
вращение которой изменяет силу сжатия пружины 4.
На рис. 41,г показана одна из конструкций гидравлического
реле давления, применяемого при автоматизации металлорежущих
станков. В корпусе / на оси 6 смонтирован рычаг 5. Пружина 3,
упирающаяся в регулировочный винт 2, через седло 4 прижимает
рычаг к опорной шайбе 7, опирающейся на резиновую мембрану 9,
закрепленную шайбой 8 в подушке //. Когда в гидравлической
системе развивается давление, величина которого равна расчетной,
рабочая жидкость, поступающая через отверстие 12, прогибает
мембрану, сжимает пружину и поворачивает рычаг вокруг оси. При этом
винт 77, застопоренный контргайкой 18, своей головкой
выключает микровыключатель 16. При понижении давления в
гидравлической системе рычаг под действием пружины возвращается в пер-
85

воначальное положение, включая микровыключатель. Поворот
рычага при его движении вниз ограничивается шайбой 8, при движении
вверх — пазом корпуса / Требуемое давление можно получить с
помощью винта 2, который через медную прокладку 19 стопорится
винтом 15. Винт 17 служит для регулировки величины перемещения
клапана микровыключателя. К контактам 13 микровыключателя, за-
г) д)
Рис. 41. Гидравлические реле
86

щищенным изоляционным щитком 14, присоединяются электрические
провода.
Монтируется реле давления в кожухе 10. Оно рассчитано на
работу при давлениях 5—66 кГ/см2. Нечувствительность (разность
давлений 'при включении и выключении) составляет не более
3 кГ/см2, время срабатывания 0,2 сек.
Гидравлические реле времени предназначены для создания
некоторой выдержки времени (запаздывания) между
'последовательными фазами движения отдельных элементов (в большинстве
случаев рабочих органов) гидравлических систем. Выдержка реле
времени определяется в некоторых конструкциях временем истечения
жидкости из специального цилиндра или временем наполнения его.
ж/
давления и времени.
87

Когда поршень, (перемещающийся при этом «в цилиндре, достигает
крайнего положения, он переключает золотник или конечный
электрический (переключатель, подающий команду на (гидравлический или
электрический исполнительный орган; в других конструкциях выдержка
определяется временем перетекания жидкости через дроссель из
одной полости цилиндра .в другую. Следовательно, выдержка времени
в реле времени регулируется или путем изменения величины
проходного сечения дросселя, или длиной рабочего хода поршня.
На рис. 41,д представлена схема простейшего гидравлического
реле времени. Основными элементами его являются цилиндр
с,поршнем 2, нагруженным пружиной 7, и катарактное устройство в
виде дросселя 3. С помощью управляющего золотника 4 рабочая
жидкость под давлением из линии 5 подается в рабочую полость А,
где, преодолевая сопротивление пружины /, перемещает поршень 2
в крайнее верхнее положение. На разрядку реле включается путем
перемещения золотника 4, который при этом разобщает линию
питания 5 с линией, на которой установлен дроссель 3, и подключает
последнюю на слив. Жидкость постепенно сливается из полости А
через дроссель 3. При заданных объеме полости А и усилии
пружины / выдержка времени задается степенью перекрытия дросселя 3.
В конце периода срабатывания реле поршень 2 займет крайнее
нижнее положение, и его шток при этом переключает либо
плунжер распределительного золотника, либо электроконтактное
устройство.
На рис. 41,е показано реле времени, работающее с
дросселированием жидкости, а на рис. 42,ж — схема его включения в
гидравлическую систему.
Работает это реле следующим образом. Когда
распределительный золотник 1 находится в положении, изображенном на рис. \\,ж,
рабочая жидкость подается насосом в правую полость поршневого
исполнительного механизма 16, перемещая при этом поршень 15
влево. Поворотный пилот 12 находится в таком положении, при
котором трубопровод 5 нагнетательной линии соединен с
трубопроводами 14 и 10, вследствие чего пружина 6 реле времени сжата
действующим на поршень давлением жидкости, проходящей через
обратный клапан 9. При подходе поршня к заданному крайнему
левому положению упор 13, закрепленный на штоке поршня,
поворачивает пилот в положение, при котором трубопровод 5 сообщается
с трубопроводом 8 и глухой полостью 17 в корпусе реле, а
трубопровод 10 — со сливной линией 7. Жидкость из полости а реле
времени вытесняется поршнем 6 в резервуар через дроссель 2, степенью
перекрытия которого определяется время срабатывания реле, т. е.
время перемещения поршня 6 из крайнего левого положения в
крайнее правое. Когда поршень 6 займет крайнее правое положение,
трубопровод 8 соединится с трубопроводом 4, связывая нагнетательную
линию с левой управляющей полостью цилиндра золотника /. Тогда
плунжер золотника переместится в крайнее правое положение, при
котором рабочая жидкость от насоса направляется в левую полость
исполнительного механизма 16. Правая управляющая полость
золотника ч при этом через трубопровод 14, пилот и линию 7 соединена со
сливом. Поршень 15 перемещается вправо и в конце хода
упором 11 возвращает пилот 12 в исходное положение. Во время этого
периода движения жидкость из правой полости рабочего цилиндрз
через золотник поступает в сливной бак.
88

ГЛАВА ШЕСТАЯ
ДАТЧИКИ СИСТЕМ ГИДРОАВТОМАТИКИ
22. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Датчик — один из основных элементов любой автоматической
системы, в том числе и гидравлической Предназначен он для
восприятия меняющихся 'во времени величин параметра,
характеризующего протекание автоматизируемого процесса; получаемая датчиком
информация служит исходным сигналом для выработки
регулирующего или управляющего воздействия на процесс Иногда в датчик
включаются также устройства для преобразования первичной
информации в форму, более удобную для «последующих операций,
имеющих целью выработку регулирующего воздействия (первичный
преобразователь). Большое разнообразие технологических процессов и
задач, выполняемых регулирующими и управляющими системами,
приводит к необходимости иметь в наличии весьма широкий выбор
датчиков, реагирующих на изменения самых различных физических
величин с различной точностью и скоростью.
Ввиду невозможности рассмотреть все или большинство
конструкций и схем работы датчиков, применяемых в автоматических
системах, ниже приводятся лишь краткие сведения о принципах
действия наиболее распространенных из них.
Датчики систем гидроавтоматики можно подразделить на две
группы, дискретные датчики и датчики непрерывного, или
следящего, действия.
Дискретные датчики обычно устанавливаются в гидравлических
системах, автоматизирующих либо установку детали или узла по
заданным координатам (позиционирование), либо хронологическую
последовательность выполнения операций, в частности операций
включения и отключения механизмов, аппаратов, станков и
установок в зависимости от пути перемещения какого-либо узла или
детали. Следовательно, здесь датчик следит за перемещением детали,
т. е. является датчиком перемещения. В гидравлических системах
в большинстве подобных случаев используются электрические
датчики (конечные и путевые выключатели), выдающие электрические
импульсы в определенные моменты перемещения детали;
электрический первичный импульс в дальнейшем преобразуется в
гидравлический.
Часто применяются также и механические датчики. Действие
механических датчиков состоит в том, что механическое
перемещение детали управляемой системы (например, станка) вызывает
перемещение чувствительного элемента датчика, которое в
определенные моменты преобразуется в гидравлические сигналы. В таких
датчиках чувствительным элементом обычно служит стержень (щуп),
способный аксиально перемещаться, или ролик; этот элемент через
рычажную (или другую механическую) передачу управляет
плунжером золотника, выполняющего роль преобразователя механического
перемещения чувствительного элемента датчика в гидравлический
сигнал.
Датчики непрерывного или следящего действия применяются
главным образом в системах автоматического управления и
регулирования непрерывных технологических процессов. Датчики такого
89

типа дают возможность Системе автоматического регулирований
беспрерывно реагировать на малейшие отклонения регулируемого
параметра. В настоящей главе будут рассмотрены некоторые из
них, а именно датчики уровня, давления и расхода.
23. ДАТЧИКИ УРОВНЯ, ДАВЛЕНИЯ И РАСХОДА
Датчики уровня. В гидравлических системах автоматического
регулирования применяются датчики двух типов: поплавковые и
основанные на измерении веса или гидростатического давления
жидкости.
Поплавковый датчик уровня состоит из следующих частей:
I) чувствительного органа — поплавка, положение которого зависит
от уровня жидкости в системе или в ее изолированной части
(сосуде); 2) механической связи, преобразующей .и передающей
(механическое перемещение поплавка выходному органу, ,и 3) этого
выходного органа, механические перемещения которого строго определяют
изменения выходного сигнала, направляемого в исполнительный
орган системы.
Возможны два варианта построения поплавковых датчиков
(рис. 42,а и б).
У датчиков первого типа (рис. 42,а) выталкивающая сила и
глубина погружения поплавка постоянны: i7=const и x=const,
вследствие чего поплавок повторяет все изменения уровня Н. Лромежу-
90

точным органом служит рычаг Л, а выходным—реостат В,
изменение сопротивления которого изменяет величину тока в электрической
цепи в соответствии с изменением положения поплавка. Реостат
может быть заменен любым другим источником переменного
командного импульса, например золотником или дросселем.
В схеме, приведенной на рис. 42,6, выталкивающее усилие и
уровень погружения поплавка переменны, т. е. F ф const и х Ф const,
причем
F = КХп,
где Хп — перемещение поплавка, отсчитываемое от координаты h0i
т. е. начиная с расстояния дна поплавка от дна сосуда,
при котором сила пружины равна нулю;
К — жесткость упругого элемента (пружины А).
Чем выше становится уровень И жидкости в сосуде, тем больше
сила F и тем глубже поплавок погружен в жидкость (больше
высота X). Следовательно, при подъеме поплавка происходит
медленное возрастание уровня Н.
Поплавки изготавливаются из легких материалов: пробки,
пористого стекла, пластмассы; применяются также пустотелые
поплавки из металла и стекла.
Выходным органом датчика служит катушка индуктивности С,
сердечник которой промежуточным рычагом связан с поплавком;
поэтому все перемещения поплавка повторяются сердечником и
величина индуктивности на выходе датчика изменяется соответственно
изменению уровня жидкости Н в сосуде.
Чувствительность поплавкового датчика уровня в сильной
степени зависит от площади поперечного сечения поплавка и
кажущегося объемного веса его уп, т. е. от отношения его веса к объему
вытесняемой им жидкости. При увеличении площади поплавка и
уменьшении уп погрешности, вносимые механическими элементами
датчика, меньше сказываются на величине выходного импульса.
Принципиальная схема гидростатического датчика уровня
представлена на рис. 42,6. Чувствительным органом датчика служат
мембрана, прогиб которой определяется давлением р2,
опирающегося на нее столба жидкости с неизменным удельным весом у.
Роль промежуточного органа выполняют шток 2, рычаг 5, тяга 6 и
пружина 4. Стойка 3 установлена неподвижно, поэтому при
перемещении мембраны / вместе со штоком 2 последний, преодолевая
сопротивление пружины 4, поворачивает рычаг 5, с которым он
связан шарниром Oi, вокруг точки опоры О. Рычаг 5 перемещает
тягу 6, связанную с сердечником 7 катушки индуктивности 8, которая
и выполняет функции выходного органа датчика. Таким образом,
в зависимости от изменения давления жидкости на мембрану
/? = т#>
т. е. в зависимости от высоты уровня жидкости над мембраной Н
изменяется амплитуда выходного сигнала датчика (индуктивность).
Датчики давления. Датчики давления строятся на принципе
преобразования воспринимаемого датчиком давления в механическое
перемещение промежуточного органа. В большинстве датчиков
давления воздействие измеряемого давления р на эффективную
(воспринимающую) площадь чувствительного органа датчика 5Эф
создает небольшое суммарное усилие, равное F~pS9<b, которое и вы-
91

зывает перемещение промежуточного органа, так или иначе
связанного с чувствительным. В качестве чувствительных органов датчиков
давления широкое распространение получили U-образные трубки,
имеющие стабильную величину 5Эф, а также упругие элементы —
мембраны, сильфоны и трубчатые пружины. Сильфон (рис. 43,а)
представляет собой цилиндрический сосуд с гофрированными
пружинящими стенками. Одно из днищ сильфона имеет ввод
контролируемого давления и обычно бывает закреплено неподвижно.
Переменной величиной для сильфона, работающего в качестве чувстви-
Я£ия г) $
Рис. 43. Принципиальные схемы чувствительных органов
датчиков давления и расхода.
а —схема сильфона; б —схема мембраны;' в —схема U-образной
трубки; г—-схема манометрической упругой трубки; д—схема диафрагмы
для измерения расхода.
тельного органа датчика, является размер его высоты Я, зависящий
от контролируемого давления. При повышении этого давления
высота сильфона увеличивается за счет распрямления его стенок; при
понижении давления благодаря упругим свойствам гофрированных
цилиндрических стенок сильфона эта высота сокращается.
Промежуточный орган связывается со свободным подвижным
дном сильфона Л.
На рис. 43,6 представлена схема простейшего чувствительного
органа датчиков давления систем гидроавтоматики —• мембраны.
Мембрана представляет собой плоский или гофрированный упругий
элемент (в некоторых случаях при применении в комплекте с
возвратной пружиной (мембрана может быть эластичной), жестко
связанный с промежуточным органом датчика, роль которого обычно
выполняют шток или система рычагов. Мембрана образует одну из
стеиок замкнутого объема, в который подводится контролируемое
давление. При его изменении меняется прогиб мембраны, в
результате чего происходит перемещение промежуточного органа, а
следовательно, и изменение сигнала выходного органа датчика.
92

Мембраны изготавливаются из тонкой металлической пластины,
резины, прорезиненного полотна и пластмасс. Подробнее о
мембранах см. гл. 7.
U-образные трубки позволяют создать точные и стабильные
датчики давления, но по сравнению с датчиками, у которых в
качестве чувствительных органов применяются упругие элементы,
U-образные трубки имеют ряд эксплуатационных недостатков: узкие
пределы измерения, большие габариты, необходимость строго
вертикального расположения.
В U-образной манометрической трубке (рис. 43,в) при
равенстве избыточных давлений pi и р2 в обоих (широком и узком)
коленах уровни жидкости совпадают (уровень 00 на рис. 43,в).
Возникающая разность давлений Ар — р\—р2 уравновешивается-обратным
по знаку давлением, создаваемым автоматически
устанавливающейся разностью уровней h жидкости в большом и малом коленах
трубки:
где у — удельный вес жидкости.
При этом
h=h1 + h2,
где hx — опускание уровня в широком колене, отсчитываемое от 00;
Н2— поднятие уровня в узком колене, также отсчитываемое
от 00.
Так как объемы жидкости, убывающей из широкого колена
и поступающей в узкое, равны, получаем:
S2h2 = Sxhii
откуда
h2 = hl~~ .
При большой величине отношения величинрй hx можно
пренебречь, тогда
и отсчет высоты h2 при измерениях можно вести от постоянной
линии 00.
В качестве выходных органов датчиков давления с U-образной
трубкой могут служить следующие элементы;
1) контакты, вставляемые в узкое колено системы и
замыкаемые жидкостью (ртутью); при этом действие системы будет
релейным;
2) индуктивные катушки, сердечники которых связываются с
поплавком, расположенным в широком колене:
3) электрический выходной конденсатор, одной из пластин
которого служит столбик ртути в узком колене, а другой или
металлическая трубка, охватывающая это колено, или пластина, помещенная
над поверхностью ртути;
93

4) реостат в виде спирали из материала с высоким
электрическим сопротивлением, помещенной вертикально в узком колене труб--
ки; при повышении давления витки спирали постепенно
закорачиваются /поднимающимся уровнем налитой в трубку ртути.
Во всех этих схемах амплитуда сигнала, выдаваемого выходным
органом, изменяется с изменением высоты h2.
На рис. 43,г показана схема еще одного широко
распространенного чувствительного элемента датчиков давления —
манометрической трубки. Изогнутая рабочая часть трубки составляет 'почти
/полную окружность; один конец трубки, открытый, неподвижно
закреплен, другой, закрытый, свободен. Трубка изготавливается из
металла. При изменении контролируемого давления, подводимого внутрь
трубки, радиус кривизны последней изменяется: при повышении
давления увеличивается, при понижении уменьшается.
Промежуточный элемент связан со свободным перемещающимся концом трубки.
Датчики расхода. Расход жидкости Q понимается как объем,
проходящий через данное сечение потока в единицу времени.
Весовой расход — вес жидкости, проходящий через то же сечение в
единицу времени:
где у — удельный вес жидкости.
Измерение расхода может быть основано на использовании
разных физических явлений. Основные из них следующие:
1. В зависимости от величины расхода скорость потока при
прохождении им суженного сечения меняется, пропорционально
квадрату скорости меняется сопротивление, возникающее при прохождении
этого сечения, а следовательно, и перепад давления по обе стороны
от этого сечения. На использовании этого явления построено
несколько типов датчиков:
а) расходомер с постоянным перепадом давления: перепад
давления при изменениях расхода поддерживается постоянным путем
перемещения элемента, сужающего проходное сечение; это
перемещение служит измерителем расхода;
б) расходомеры с переменным перепадом давления: при
постоянном сечении сужающего устройства измеряются изменения
перепада давления, сопровождающие изменения расхода;
в) расходомеры щелевого типа: сечение сужающего устройства
изменяется с изменением перепада давления, вызванного изменением
расхода.
Q. При торможении (остановке) какой-либо струйки в потоке
жидкости давление в ней повышается пропорционально квадрату
первоначальной скорости (расходомер с трубкой скоростного
напора).
3. На тело, помещенное в поток, действует усилие, зависящее
от скорости движения жидкости.- В зависимости от формы тела
различают расходомер с заслонкой, эксцентричным диском, вертушкой
или крыльчаткой.
4. Объемный расход может быть измерен с помощью устройств
типа обращенных насосов, которые за каждый оборот ротора или
ход поршня пропускают определенный объем жидкости
(ротационные расходомеры),
В качестве сужающих устройств датчикоэ расхода
используются сопла и диафрагмы.
94

Рассмотрим подробнее схему действия одного йз Перечисленных
выше датчиков расхода, а именно датчика расхода с переменным
перепадом, 'в котором измеряется перепад давлений по обе стороны
сужающего устройства, установленного на пути движущегося
потока жидкости (рис. 43,(9). В качестве сужающего устройства в
рассматриваемой схеме применена диафрагма 1.
Гидродинамический расчет дает следующее соотношение между
расходом и перепадом давления на диафрагме для несжимаемых
жидкостей:
Q = nFo (Л-Л).
где F0—сечение // отверстия диафрагмы, м2\
Y — удельный вес жидкости, /сГ/ж3;
[х — коэффициент расхода:
-у
1.06
—г~ —т2
Здесь 8 — коэффициент сужения струи, равный отношению сечений
струи /// и II (около 0,62), а т — отношение сечений струи I и II.
Более точно неличина ц определяется экспериментально для каждой
диафрагмы, так как на величине ц сказывается большое количество
факторов, не поддающихся точному расчету.
С помощью импульсных трубок 2 и 5 (первая контролирует
давление до диафрагмы, вторая — за ней) трубопровод, в котором
измеряется расход, соединяется с промежуточным органом
датчика 3. Последний в свою очередь в зависимости от величины
перепада давлений изменяет степень воздействия на выходной орган 4.
В качестве выходного органа в рассматриваемых датчиках расхода
могут быть использованы электроконтактное устройство, катушка
индуктивности с подвижным сердечником или гидравлическое
распределительное устройство (золотник, устройство сопло — заслонка,
струйная трубка).
Датчики давления чаще других входят в состав систем
гидроавтоматики. Многие конструкции их нормализованы.
Наиболее распространенными типами этих датчиков являются
мембранные, сильфонные и с трубчатой манометрической пружиной.
Существующие конструкции дают возможность измерять давление
в пределах от 0,5 до 500 кГ/см2 (нормальный диапазон) и от 0,5 до
1 600 мм вод. ст. (низкое давление), разрежение в пределах от 0 до
760 мм рт. ст. и перепад давлений или от 40 до 1 000 мм рт. ст.,
или от 0,5 до 400 мм вод. ст.
Чувствительные органы датчиков гидроавтоматических систем
мембранного типа предназначены для восприятия импульсов
давления или перепадов давлений с пределами измерения от 100 до
1 600 мм вод ст. и от 40 до 1 000 мм рт. ст. Эти чувствительные
органы существуют в двух модификациях: одномембранные и двух-
мембранные.
На рис. 44 приведены схемы мембранных чувствительных
органов датчиков.
95

Подбод импульса
+1ЖГ
, I ~*7ргалу
а)
Подвод импульса
+ .
&ъ Шаг
- и м/ульеа
1Гшходному
органу
Подбод
импульса
~Лподбод
^•-тгчшпульса ^
И было дном у
\<орган#
\j7oddod
^импульса
К дых одному
органу
1 cTffifo^
: Г импульса
Рис, 44. Схемы мембранных датчиков давления.
Конструкция одного из ;них (мембранного импульсного
устройства низкого давления) изображена на рис. 45.
Это устройство воспринимает импульс (давление, разрежение
или перепад давления) и преобразует его ib пропорциональное
механическое перемещение, которое передается на струйную трубку
гидравлического усилителя, мощность выходного сигнала которого
значительно превышает мощность слабого импульса,
перемещающего мембрану.
Мембрана 7 изготавливается из прорезиненной ткани.
Благодаря большой площади она развивает усилие, необходимое для
приведения в действие струйного усилителя даже при незначительных
колебаниях давления (десятые доли миллиметра водяного столба).
По периферии мембрана зажимается (между фланцами крышек
8 и 9, а центральная ее часть — между дюралевыми дисками 6.
Усилие от мембраны на струйную трубку гидравлического
усилителя передается через иглу 4, ввернутую во втулку 5 жесткого
центра, и промежуточную иглу /.
|В крышку 8 ввертывается резьбовая пробка 3 с запрессованной
вставкой 2, выполняющей роль направляющей втулки для иглы 4.
Ход мембраны ограничивается упорами, отлитыми в крышке.
К крышке 9 (мембрана подвешивается с помощью тонкой
проволочной U-образной подвески 11.
96

Рис. 45, Мембранный датчик низкого давления.
Игла 4 имеет на торце шлиц для регулировки ее положения.
Для регулировки нужно снять крышку 10 с центрального отверстия
в крышке 9.
Мембранные импульсные устройства изготавливаются на низкое,
среднее и высокое давление, различаясь главным образом
эффективной площадью мембраны. Они обычно монтируются
непосредственно на гидравлическом усилителе, причем импульсные трубопроводы
подсоединяются так, чтобы большее давление попадало в
наружную полость, а меньшее — во внутреннюю. Таким подключением
создается постоянное поджатие иглы к струйной трубке.
Сильфонные измерительные устройства предназначены для
восприятия импульсов давления от 0,5 до 125 кГ/см2 и перепадов
давления от 400 до 1 ООО мм рт. ст.
Существует несколько модификаций сильфонных
чувствительных органов. Их основные схемы приведены на рис. 47.
Корректор / во второй и четвертой схемах представляет собой
сухарь, помещенный между двумя параллельными качающимися
рычагами; смещая его вдоль рычагов, можно плавно изменять их
передаточное отношение.
В качестве конструктивного примера рассмотрим одну из
модификаций сильфонного чувствительного органа (УИС-3), преобра-
7 М. Д. Лемберг.
97

tiodM J(_
шип<ртьс£\Х J ^]
К управляющему Ч
устройству 1 ^
/(управляющему
устройству
lUI^-t,- Подвод импульса
TTj-^ f<управляющему
устройству
Подвод импульса
Ж)
Рис. 46. Схемы сильфонных чувствительных элементов для датчиков
давления.
а — с уравновешенным сильфоном; б —с неуравновешенным сильфоном,
корректором и пружинным задатчиком с ручной настройкой; в —то же без корректора;
г — то же с корректором без пружинного задатчика; д — с прямым
воздействием на струйную трубку; е — с дифференциальным сильфоном для измерения
перепада давления; ж — двухсильфонного типа для измерения перепада давления
или разности двух давлений.
зующего подводимое к нему давление в пропорциональное ему
механическое перемещение, изменяющее положение струйной трубки
гидравлического усилителя. Конструктивная схема этого устройства
показана на рис. 47,а. В корпусе 2 датчика располагается силь-
фон 4, впаянный в донышки 3 и 6.
Ход сильфона ограничивается упором 7, ввинченным в
донышко 6 и закрепленным контргайкой 8.
Проникновение воздуха в систему нарушает нормальную работу
датчика; для его удаления имеется специальная пробка 5.
Усилие, развиваемое сильфоном, передается на струйную
трубку через иглу 9, выступающая длина которой регулируется.
Для подвода давления к устройству имеется штуцер /.
В зависимости от эффективной площади сильфона это
чувствительное устройство имеет различные пределы измерения.
Так же как и мембранные импульсные устройства, сильфонное
импульсное устройство монтируется на гидравлическом струйном
усилителе.
Принципиальная схема одной из конструкций чувствительного
органа датчика давления с манометрической трубчатой пружиной
показана на рис. 47,6.
98

А-А
Рис. 47. Конструктивные схемы датчиков давления,
а — с сильфонным устройством; б — с манометрической пружиной.
Основной частью этого измерительного устройства служит
трубчатая пружина /, впаянная одним концом в держатель 2.
Последний оканчивается ниппелем 3 с трубной резьбой для присоединения
к источнику регулируемого давления. Другим свободным концом
трубчатая пружина соединена через передаточный механизм 4 с
иглой 5, воздействующей на управляющее устройство регулятора.
7* 99

ГЛАВА СЕДЬМАЯ
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ
МЕХАНИЗМЫ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
24. ПОРШНЕВЫЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Гидравлические исполнительные механизмы разделяются по
характеру рабочего управляющего движения на поступательные и
вращательные.
Гидравлические
исполнительные механизмы
С бозбратмо-поступательным
движением
С бращатзльным движением
Поршждшс
Мембранные
Качающиеся
Вращающиеся
I
I
If
Рис. 48. Классификация гидравлических исполнительных механизмов.
По принципу действия исполнительные механизмы
поступательного движения подразделяются на два вида: одностороннего и
двустороннего действия, а по конструкции — на поршневые и
мембранные.
Исполнительные механизмы вращательного движения также
бывают двух типов:
1) с углом поворота, меньшим 360° (качающиеся);
2) с неограниченным углом поворота (вращающиеся).
В свою очередь качающиеся исполнительные механизмы
делятся на кривошипно-шатунные и лопастные.
На рис. 48 приведена классификация гидравлических
исполнительных механизмов.
В исполнительных механизмах одностороннего действия
перемещение поршня в одну сторону осуществляется давлением рабочей
жидкости, в другую — усилием возвратной пружины.
(Принципиальная схема такого исполнительного механизма изображена на
рис. 49,a=,
100

Рис. 49. Принципиальные схемы гидравлических поршневых
исполнительных механизмов.
а—одностороннего действия; б—двустороннего действия; б—схема
амортизирующего устройства.
Рабочая жидкость поступает в цилиндр / через штуцер 2\ ее
давление р воздействует- на поршень 3, перемещая его вместе со
штоком 4 вправо; пружина 5 при этом сжимается. На поршне
имеются уплотнения 6. Для удаления воздуха, скапливающегося в
рабочей полости исполнительного механизма, служит поставленный
в верхней точке штуцер 7 с вмонтированным в него специальным
клапаном.
Поршень исполнительного механизма начинает двигаться, когда
pF2*Pr9 + N + S,
где р — давление жидкости в рабочей полости исполнительного
механизма;
F — эффективная площадь рабочего торца поршня;
Ртр—силы трения, препятствующие перемещению поршня в
цилиндре;
N — рабочее усилие на штоке, преодолеваемое при движении
поршня;
S — усилие пружины.
101

Сила РТр возникает главным образом в уплотнительных
манжетах и может быть выражена зависимостью
где D — диаметр цилиндра исполнительного механизма;
h — высота бортика манжеты, прилегающего к цилиндру;
— коэффициент трения; для кожаной манжеты [л = 0,18—0,20.
Усилие пружины 5 — величина переменная, зависящая от
жесткости пружины с и-величины полной деформации ее /:
S = cf.
Для возвращения поршня давление р в рабочей полости
сменяется значительно меньшим давлением рс обычно путем
соединения этой полости со сливным резервуаром.
Возврат поршня в исходное положение под действием
пружины будет иметь место в случае, когда соотношение
S^pF + N + Ртр
будет удовлетворяться при крайнем левом положении поршня, т. е.
когда .S минимально.
Для управления гидравлическими механизмами одностороннего
действия величину командного импульса обычно необходимо
усиливать, для чего применяются усилители типа сопло—заслонка или,
реже, — струйные усилители с одним приемным соплом. i
Более широкое распространение в автоматике получили
гидравлические исполнительные механизмы поршневого типа
двустороннего действия. В них, в отличие от исполнительных механизмов
одностороннего действия, перемещение поршня в обе стороны
производится силами давления рабочей жидкости.
Принципиальная схема гидравлического исполнительного
механизма двустороннего действия показана на рис. 49,6.
Рабочая жидкость подводится в обе рабочие полости цилиндра /
через вводы 6, и ее давление действует на поршень 3, жестко
связанный со штоком 4.
Во избежание перетекания рабочей жидкости из одной полости
в другую на поршень устанавливаются уплотнительные манжеты 3,
а для предотвращения утечек шток 4 уплотняется сальником 5;
штуцер 7 служит для удаления воздуха.
Поршень приходит в движение, когда
P = pF^zN + PT1>+puvF'9
где р — давление в рабочей полости цилиндра;
pnv — противодавление рабочей жидкости на стороне слива;
F и F' — эффективные площади торцов поршня; F и F* с
рабочей и обратной сторон равны между собой в случае,
если поршень имеет двусторонний шток и отличаются
друг от друга на величину площади поперечного
сечения штока при наличии у поршня штока лишь с одной
стороны.
102

Сила трения складывается из силы трения поршня о стенки
цилиндра и силы трения в сальнике.
Определение силы трения в манжетах поршня приведено выше;
потери на трение в сальнике зависят от конструкции последнего и
определяются на основе данных практики.
При длинных ходах поршня и высоких его скоростях
становятся опасными удары поршня о крышки цилиндра в конце ходов. Для
смягчения их применяются амортизирующие, устройства, одно из
которых показано на рис. 49,в. Выступ 1 на поршне в конце хода
входит с небольшим радиальным зазором во впадину 2 крышки
цилиндра.
Жидкость, заключенная между торцом 3 поршня и торцом
крышки 4, продавливается теперь в трубопровод 5 через узкую
щель, и скорость поршня резко падает. При поступлении жидкости
из линии 5 в полость 6 цилиндра она проходит не через щель
между выступом 1 и впадиной 2, а через обратный клапан 7, и поршень
движется вправо с нормальной скоростью.
Наряду с рассмотренной конструкцией в практике получили
применение два конструктивных видоизменения поршневого
исполнительного механизма двустороннего действия: со вторичным
усилителем и кривошипный исполнительный механизм. С их помощью
значительно уменьшается влияние сил трения и достигается более
высокая точность управления технологическим процессом.
Исполнительный механизм со вторичным усилителем.
Принципиальная схема поршневого исполнительного механизма со вторичным
усилителем представлена на рис. 50.
В гидравлических системах без усилителя рабочая жидкость
поступает к рабочим полостям исполнительного механизма от
приемных окон струйной трубки или от выходных окон
распределительного золотника. Поршень начинает перемещаться тогда, когда
разность давлений в его полостях окажется достаточной для
преодоления трения в исполнительном механизме и сопротивления
регулирующего органа.
В отличие от системы без усилителя в схеме со вторичным
усилителем струйная трубка управляет непосредственно только
перемещением золотника. Так как золотник не имеет сальниковых
уплотнений, уравновешен и полностью погружен в масляную ванну, то
силы для его перемещения ничтожны. Силы же трения самого
исполнительного механизма и рабочего органа регулирования или уп-
Рис. 50. Поршневой исполнительный
механизм двустороннего действия с вторичным
усилителем.
103

рявления преодолеваются давлением рабочей жидкости, которая
подается от насоса через золотник, и поэтому не сказываются на
точности регулирования.
Такие исполнительные механизмы применяются также в случаях,
когда требуется высокая скорость перемещения регулирующего
органа. Следовательно, вторичный усилитель повышает
чувствительность исполнительного устройства в целом, увеличивает его
мощность и скорость перемещения регулирующего органа.
Рис. 51. Кривошипный поршневой исполнительный механизм.
Кривошипный поршневой исполнительный механизм. На рис. 51
схематично представлен кривошипный поршневой исполнительный
механизм двустороннего действия. В нем, как и в исполнительном
механизме с «поступательным движением штока, имеется сальник, но
так как он расположен на вращающемся валу, его загрязнение
почти исключено и влияние трения сказывается значительно меньше;
поэтому и изнашивается он медленнее.
Сила трения в сальнике, приведенная к поршню, при углах
между шатуном и кривошипом, мало отличающихся от прямого,
меньше, чем для исполнительного механизма с сальником на штоке,
в d/2R раз; здесь d — диаметр вала кривошипа, R — радиус
кривошипа.
Ввиду того что шарниры работают в масле, силы трения в них
почти не влияют на чувствительность системы.
Рис. 52. Исполнительный механизм с возвратной
пружиной.
104

Положительными качествами кривошипного исполнительного
механизма являются: возможность значительного увеличения
перестановочного усилия за счет повышения передаточного отношения
механизма и уменьшение скорости поршня в положениях, близких
к полному закрытию регулирующего органа.
Кривошипный исполнительный механизм со вторичным усилите-
лем. В некоторых системах имеется необходимость изменять
положение управляющего органа в определенной зависимости от
давления рабочей жидкости, поступающей в цилиндр исполнительного
механизма.
В исполнительных механизмах с поступательно движущимся
штоком для этой щели в нерабочую полость цилиндра
устанавливается пружина U как показано на рис. 52. Винт 2, в тарелку 3
которого упирается пружина, служит для регулировки закона
изменения положения поршня 4 и связанного с ним управляющего
органа от величины /давления рВх. Очевидно, что чем левее
отодвигается поршень, тем сильнее сжимается пружина и тем выше должно
быть соответствующее давление рвх в правой (рабочей) полости
цилиндра.
В кривошипных механизмах аналогичного эффекта можно
добиться введением промежуточного вторичного усилителя (рис. 53).
(Воздухили масло
(командный, импульс)
Рис. 53. Кривошипный исполнительный
механизм с вторичным усилителем.
105

Командное давление жидкости подается ;на вход нижнего
цилиндра. От давления в правой полости зависит положение поршня
и его штока, который в точке А шарнирно связан с рычагом L.
Когда давление в правой полости нижнего цилиндра вырастет
настолько, что точка А переместится в точку А', рычаг L, связанный
в точке О со штском вторичного усилителя, поворачиваясь
относительно точки В, передвинет точку О в положение О', а поршень
усилителя в положение, показанное пунктиром, при котором
рабочая жидкость от насоса будет поступать в правую полость
кривошипного исполнительного механизма, левая полость которого в это
время будет через золотник вторичного усилителя сообщаться со
сливом. Вал исполнительного механизма вращается против часовой
стрелки до того момента, пока точка В рычага L, перемещающаяся
по профильной шайбе, жестко сидящей на валу исполнительного
механизма, не примет положение В'. Тогда точка О, которая вначале
была смещена влево, займет прежнее положение и поступление
рабочей жидкости от гидравлического насоса к исполнительному
механизму прекратится.
В результате получается, что положение поршня и вала
кривошипного исполнительного механизма зависит определенным образом
от величины давления рвх командного импульса. Различный
характер зависимости положения регулирующего органа от величины
давления командного импульса можно получить путем изменения
профиля задающего кулачка и регулировки положения винта
нижнего цилиндра.
25. МЕМБРАННЫЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Широкому распространению 'гидравлических исполнительных
механизмов с мягкой мембраной способствовали их простота,
дешевизна и высокая надежность. Рабочая жидкость в них воздействует
обычно на одну сторону мембраны, которая с противоположной
стороны уравновешивается пружиной или грузом, следовательно,
устройства такого рода представляют собой гидравлические
исполнительные механизмы одностороннего действия. Это облегчает
борьбу с утечками и упрощает конструкцию благодаря устранению
сальников. Основной деталью этих механизмов является мягкая
мембрана. Разберем кратко характер ее работы (рис. 54).
Круглая мембрана, закрепленная по периферии, при наличии
нагрузки прогибается и принимает определенную форму. Для
расчета важно знать величину той части полного действующего на
мембрану усилия, которая передается жестким -центром мембраны
на связанный с ним шток. Рассмотрим три характерных положения
мембраны: крайнее верхнее, крайнее нижнее и среднее — в
плоскости закрепления. Как показано на рисунке, в данном случае
принимается, что давление рабочей жидкости действует на мембрану
сверху. Реакция штока Q предполагается сосредоточенной в
центральной точке мембраны, В крайнем верхнем положении, когда ход
мембраны S—0, кольцевая опора мембраны воспринимает только
радиальные составляющие (лежащие в плоскости опоры) сил,
действующих на мембрану, и не воспринимает вертикальных
составляющих, целиком воспринимаемых штоком. Отсюда следует,, что вне
зависимости от формы поверхности мембраны сила Q выражается
106

О " 50 100%
Рис. 54. Характеристики мягких мембран.
а, б, в—характерные, положения мягкой
мембраны исполнительного механизма;
2—расчетная схема мягкой мембраны; д—зависимость
перестанавливающего усилия от положения
мягкой мембраны.
произведением удельного давления рабочей жидкости р на проекцию
поверхности мембраны на плоскость опоры:
Q — pF,
где
tzD2
При среднем положении мембраны 5=50%; здесь опора
воспринимает, наряду с радиальными составляющими, также и часть
вертикально действующих усилий. От формы поверхности мембраны
107

в каждом определенном положении зависит характер распределений
реактивной силы между штоком и опорным периферийным
закреплением мембраны.
Для эластичной мембраны с малым прогибом эту зависимость
можно найти, разбив всю поверхность мембраны на элементарные
секторы (рис. 54,г).
Допустив, что каждый такой сектор представляет собой
жесткую пластинку, лежащую на двух опорах (центр и кольцевая
опора) и. равномерно нагруженную по площади, можно определить
реакции опор. Так как центр тяжести площади треугольника (сектора)
лежит на расстоянии 2/з от центра круга, то на центр мембраны
передается 7з усилия, действующего на площадь каждого сектора.
Следовательно, .на центр мембраны, которая состоит из
рассмотренных секторов, в сумме действует усилие
В крайнем нижнем положении Q становится равным нулю и все
действующее на мембрану усилие полностью воспринимается
кольцевой опорой мембраны.
В реальных условиях усилие Q изменяется плавно при переходе
мембраны из одного крайнего положения в другое. Как видно из
графика (рис. 54,д), при использовании полного хода мембраны
получается слишком большая неравномерность перестановочной силы Q
в пределах хода штока; по этой причине приходится отказаться от
использования полного хода мягких мембран. В осуществленных
конструкциях рабочий ход составляет не более 15—20% полного
хода мембраны.
Мембраны с жесткой средней частью
Значительное изменение перестановочной силы в зависимости
от величины хода штока в мембранных исполнительных механизмах
уменьшается при применении мембран с жестким центром.
В такой конструкции центральная часть мембраны зажимается
между двумя жесткими дисками, а последние жестко скрепляются
со штоком исполнительного механизма. Эластичная же часть
мембраны представляет собой кольцо между кольцевой опорой и
дисками. Разберем, как и для случая мягкой мембраны, зависимость
между перестановочным усилием Q на штоке и положением
мембраны на разных участках хода (рис. 55).
В крайнем верхнем положении (рис. 55,а), когда мембрана еще
не начала двигаться под действием давления рабочей жидкости и
5=0, усилие Q максимально и равно
Q = pF,
где
tzD2
В среднем положении 5=50% (рис. 55,6) и усилие,
воспринимаемое кольцевой частью эластичной мембраны, распределяется
между опорой и жестким центром; часть его, воспринимаемая
жестким центром, передается на шток полностью.
108

в) \д 9)
Рис. 55. Характеристики мембран с жесткой средней
частью.
а, б, в —характерные положения мембраны с жесткой средней
частью; г — зависимость перестанавливающего усилия от положения
центра мембраны с жесткой средней частью; д—профиль
мембранной заготовки.
Ориентировочно усилие, действующее на шток при среднем
положении мембраны, равно
Q==^-J-(0,9D)2 = 0,81^F.
При подходе мембраны к крайнему нижнему положению (s=
=97—98%) (рис. 55,в) усилие, создаваемое давлением р на жесткий
центр, не воспринимается опорой, так как отсутствует натяжение
мембраны, а полностью передается на шток. Оно составляет
р -|~(0,8Z>)2 = 0,64^F.
В крайнем нижнем положении, как и при использовании мягкой
мембраны, усилие Q=0. Изменение усилий в зависимости от хода
мембраны (рис. 55,г) в данном случае более равномерно, чем при
мягкой мембране, за исключением ничтожной части (2—3%) хода
штока близ его нижнего крайнего положения.
В исполнительных механизмах обычно применяются мембраны,
имеющие форму, показанную на рис. 55Д Плоские мембраны
ставятся только в измерительных устройствах. Однако и в том, и в
другом случае общий характер зависимости усилия от хода одинаков.
Мембраны либо прессуются и вулканизируются в форме
резиновых заготовок, либо изготавливаются из прорезиненного полотна.
В первом случае мембране придается необходимая форма уже в
процессе изготовления. Для плавной работы устройства диаметр жест-
109

кого центра не должен превышать 80% диаметра мембраны в
свету, а рабочий ход должен быть не более 12—15% того же
диаметра.
На рис. 56,а и б приведены примеры конструкций мембранных
исполнительных механизмов.
Первый механизм (рис. 56,а) — одностороннего действия: его
шток, жестким центром связанный с мембраной, перемещается
в направлении стрелки усилием давления
на мембрану рабочей жидкости,
подводимой в полость 2 по линии 3. Обратно
он возвращается пружинами 4 при
малом давлении в полости 2. Во втором
механизме двустороннего действия
(рис. 56,6), шток 1 в обоих
направлениях перемещается под действием
разности давлений рабочей жидкости в
полостях 2 и 3: при р2>Рз он отходит
влево, а при р2<Рз вправо.
26. ЛОПАСТНЫЕ
ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Как было сказано выше, лопастные
гидравлические .исполнительные
механизмы выполняются с углом поворота
меньшим 360° и с неограниченным углом
поворота.
Механизмы первого типа
рационально используются для получения
возвратно-поступательных движений.
Такой гидромотор (рис. 57,а и б)
состоит из четырех основных частей:
корпуса /; двух крышек 3 и 4 я лопасти Б,
выполненной заодно с валом 2.
Гидромотор крепится на приводимом агрегате
с помощью фланца 6, выполненного на
крышке 4.
Жидкость поступает в рабочие
полости гидромотора через рабочие
штуцеры 9. Для выпуска воздуха в верхней
части гидромотора располагаются малые штуцеры 10 с шариковыми
клапанами односторонней проводимости.
Рабочая лопасть под действием разности давлений в обеих
полостях гидромотора поворачивается. От нее крутящий момент
передается на приводимый вал через торцовые зубцы 8 на валу 2.
Для предотвращения перетекания рабочей жидкости из одной
полости в другую лопасть по всему периметру несет на себе U-рб-
разное манжетное уплотнение из маслостойкой резины.
У рассматриваемого гидромотора имеются два гидравлических
демпфера 7, которые служат для смягчения удара лопасти об упор
в конце хода при резком реверсировании. Однолопастчые
гидромоторы такого типа выполняются в нескольких модификациях,
отличающихся друг от друга полезной площадью лопасти, допустимым пе-
Рис. 56. Примеры
конструкций гидравлических
мембранных
исполнительных механизмов.
110

Рис. 57. Однолопастной гидравлический механизм с углом поворота,
меньшим 360°,
а—детали исполнительного механизма; б — о5щий вид.
in

репадом давления на лопасть, номинальным крутящим моментом,
развиваемым на оси лопасти, и максимальным углом поворота
лопасти (последний находится в пределах от ±10 до ±150°).
На рис. 58 представлена принципиальная схема многолонастно-
го гидродвигателя с неограниченным углом поворота, служащего
для получения непрерывного вращения рабочего вала.
Такие гидродвигатели пока почти не применяются в системах
автоматического регулирования, но широко используются при
автоматизации станков и станочных линий.
Очень важно иметь в виду, что подобные конструкции могут
в равной мере успешно работать и как гидродвигатели, и как
насосы без каких-либо конструктивных изменений.
Рассмотрим вначале работу устройства, показанного на рис. 58,
в качестве насоса.
Диск ротора вращается вокруг неподвижной оси в
охватывающей его коробке неподвижного статора. Лопасти, пришлифованные
к радиальным пазам ротора, к торцовым плоским стенкам и
цилиндрической поверхности расточки статора, при вращении ротора
прижимаются центробежными силами к статору и герметично
разделяют межлопастные объемы.
На оси выфрезерованы выемки, которые образуют полости
всасывания В и нагнетания Я, разделенные узким уплотняющим
простенком. Между радиальными пазами в диске ротора имеются
сквозные радиальные отверстия, посредством которых каждая из
полостей В и Н соединяется с половиной межлопастных ячеек.
Благодаря эксцентриситету е между осями статора и ротора
при вращении последнего по часовой стрелке на пути yxfy объемы
межлопастных ячеек увеличиваются вследствие выдвигания
лопастей из пазов ротора, в результате чего в эти ячейки через
радиальные отверстия засасывается масло из полости В. На пути уху
вследствие уменьшения объема ячеек заполняющее их масло
выталкивается через радиальные отверстия в полость Я.
Полости Я и В через продольные сверления в оси связаны с со-
Ось барабана
Ось обоймы
х
112

ответствующими участками трубопроводов системы. За один оборот
вала ротора насос подает объем V, равный объему кольца со
средним радиусом (R—е) и прямоугольным сечением высотой 2е и
шириной, равной длине лопатки Ь, т. е.
V = 2n(R — е)2еЬ = 4nbe(R — е) [м/об].
Учитывая объем z лопастей толщиной Ь и оценивая утечки
объемным к. п. д. т]0, получим часовую подачу насоса при скорости
вращения п [об/мин]:
Q=.(l/ — zbb2e)60ni\o = 120т)о nbe [2n(R — ё) — гд] [м31ч].
Если в то же устройство подавать извне (от насоса) в полость Н
жидкость с расходом Q при давлении /?2, а в полости В создать
давление рг < р2 (например, атмосферное), то на верхнюю лопасть
(рис. 58) будет действовать сила (р2— px)2eb на плече R — е, т. е,
создастся вращающий момент ротора
M = 2b(p2-p1)e(R-e).
Следовательно, описываемое устройство будет гидродвигателем.
Из уравнения для Q видно, что, изменяя эксцентриситет ротора
гидродвигателя е при постоянном Q, мы получим почти равное, но
обратное изменение скорости двигателя; вместе с тем во столько же
раз и в том же направлении, что и е, изменится момент М. Иными
словами, при увеличении (уменьшении) эксцентриситета е (момент
увеличится (уменьшится) во столько же раз, во сколько уменьшится
(увеличится) п.
Следовательно, можно регулировать скорость вращения
двигателя по схеме на рис. 58, изменяя эксцентриситет, при неизменных
подаче насоса и потребляемой мощности.
Синхронизаторы. В случае параллельной работы нескольких
исполнительных механизмов часто возникают большие расхождения
между одновременными положениями их рабочих органов.
Для обеспечения равных перемещений параллельно работающих
рабочих органов используются специальные устройства, называемые
синхронизаторами.
Принципиальная схема синхронизации работы нескольких
гидравлических исполнительных механизмов представлена на рис. 59.
Трубопроводы 1 я 2 соединяют гидравлическую регулирующую
систему с одним из параллельно работающих исполнительных
механизмов <?, аналогичным показанному на рис. 51. На выходном валу
последнего крепится кулачок 4, по которому катится ролик 5
синхронизатора ДСГ-1. Ролик укреплен на поршне б, сжимающем при
перемещении в цилиндре 7 пружины 8 и 9. Пружина 8 прижимает
ролик к кулачку, а пружина 9 создает усилие, передающееся слева
на сильфон 10. Справа на сильфон действуют усилие золотника 13,
нагруженного пружиной 16, и давление масла в полости 14.
Установка начального натяжения пружины 9 производится с помощью
регулировочного винта //. От источника питания масло под давлением
8—12 кГ/см2 по трубопроводу 12 поступает к золотнику 13 и по его
внутреннему каналу проходит в крайние полости 14 и 15. При этом
золотник прижимается к дну сильфона только усилием пружины 16,
так как он разгружен от давления рабочей жидкости в полостях 14
и 15 благодаря равенству эффективных площадей золотника в этих
8 М. Д. .Лемберг. ИЗ

Масло к другимПСГ-1
Рис. 59, Схема включения гидравлического синхронизатора.
полостях. При этом вся система устанавливается в некотором
равновесном состоянии, которое регулируется винтом 11. В этом
положении пояски золотника в определенном соотношении перекрывают
трубопроводы 12 и 28, тем самым определяя давление масла в
полостях 14 и 15. В зависимости от положения регулировочного
винта 11 оно устанавливается в пределах от 0,5 до 7,5 кГ/см2.
Непосредственно на гидравлических исполнительных механизмах
устанавливаются приемники синхронизатора ПСГ-1. Полость 15
синхронизатора ДСГ-1 соединяется со всеми приемниками с помощью общего
маслопровода 17. Командное давление, поступающее от
синхронизатора, попадает в полости 18 и 19 приемников синхронизатора.
Золотник 20 приемника синхронизатора, так же как и золотник 13,
разгружен от действия давления, поэтому к донышку сильфона 21
он прижимается только усилием пружины 22.
Равновесное положение сильфона и золотника 20 определяется
сочетанием величин давления в полости 18 и усилий, создаваемых
пружинами 22 и 23 (жесткая обратная связь). Если давление,
поступающее с выхода синхронизатора, изменяется, то происходит
перемещение донышка сильфона 21. Вместе с ним перемещается и
золотник 20, сообщая одну из полостей синхронизируемого
исполнительного механизма с напорным маслопроводом 24, а другую —
с линией слива 25. В определенные периоды поворота выходного
вала выступ кулачка 26 через ролик 7 и пружину 23 перемещает
дно сильфона и золотник вправо так, что связи полостей
исполнительного механизма с напорным и сливным трубопроводами меняются
114

местами (реверс). После прохождения выступа Кулачка под
роликом 7 золотник 20 снова возвращается влево под действием
пружин 22, 23 и давления масла в полости 18. Профиль кулачка 26
определяет закон движения золотника 20 во времени. Равенство
давлений, поступающих во все параллельно работающие приемники
ПСГ-1 из общего трубопровода 17, обеспечивает синхронность
перемещений всех золотников 20.
Конструктивно синхронизатор ДСГ-1 и приемник синхронизатора
ПСГ-1 представлены на рис. 60,а и б.
Рис. 60. Синхронизатор ДСГ-1 и приемник синхронизатора
ПСГ-1.
/__корпус;~2—проточка распределительного золотника; 3—-сильфонная
камера; 4—шарик; 5 —сильфон; 5 —штуцер ввода командного давления;
7—стакан; 8 — поршень; 9 и 10— пружины; 11 — регулировочная гайка;
12 — ролик; 13— распределительный золотник.
8*
115

27. ГИДРОМУФТЫ И ГИДРОТРАНСФОРМАТОРЫ
Особое место среди гидравлических механизмов занимают
гидропередачи: гидромуфты и гидротрансформаторы. Гидропередачи
выполняются двух видов: объемные и турбопередачи. Объемная
гидропередача представляет собой комплекс, состоящий из насоса и
гидравлического двигателя, как правило, вращающегося (например,
лопастной или многопоршеньковый), связанных с трубопроводом.
Регулируемым 'может быть только насос, только двигатель или оба
эти устройства. Изменяя эксцентриситет, а следовательно, и подачу
насоса, мы изменяем скорость вращения двигателя при сохранении
епо вращающего момента. Изменяя эксцентриситет двигателя, мы
меняем его скорость при равном по величине и обратном по
направлению изменении момента. При совместном регулировании
обеспечиваются любые сочетания режимов работы насоса и двигателя.
Широкое распространение, в особенности в последнее время,
гидромуфты и гидротрансформаторы получили при автоматизации
станочного оборудования и создании автоматических линий.
Остановимся кратко на основных характеристиках
гидропередач. Коэффициент полезного действия гидропередачи из-за наличия
объемных, гидравлических и .механических потерь в насосе и
двигателе вращательного типа всегда меньше единицы и равен
где 7) — полный к. п. д. гидропередачи;
т)н — к. п. д. насоса;
% — к. п. д. двигателя;
#д, Мд и пд — мощность, момент и скорость вращения двигателя;
Л'н, Мн и пн — мощность, момент и скорость вращения насоса.
Передаточным числом i гидропередачи называется отношение
скорости насоса к скорости двигателя, т. е.
Коэффициентом трансформации момента k называется отношение
момента двигателя к моменту насоса, т. е.
Следовательно, полный к. п. д. равен
Передача называется гидромуфтой, если моменты двигателя
и насоса равны, т. е.
Мд = Мн,
а передаточное число-может меняться.
Так как в гидромуфте & = 1, то t>l, т. е. скорость вращения
двигателя всегда -меньше скорости насоса. Коэффициент полезного дей-
116

ствия муфты при k=\ обратно пропорционален передаточному
числу /:
1
*1м =—.
т. е. он будет тем меньше, чем выше передаточное число.
Передача называется гидротрансформатором при МдфМн,
причем коэффициент трансформации момента k может принимать
значения и большие, и меньшие 1.
В первом случае, при /г>1, всегда i>k>\.
Следовательно,
т. е. к. п. д. гидротрансформатора в k раз больше к. п. д.
гидромуфты.
Во втором случае, при k<\, передаточное число i может быть-
больше, меньше или равно 1, т. е. /гд § пн, но к. п. д.
гидротрансформатора ;в этом случае всегда
ниже к. п. д. гидромуфты при
одинаковых />1.
Отличительной Особенностью
гидротрансформатора является то,
что при запуске, когда яд=0,
система гидронасос—гидродвигатель
работает как гидротрансформатор
с передаточным числом i-*oo. Так
как Мд = Шн, гидротрансфор,ма->ч
гор при. запуске может развивать Л
очень большие моменты, что
вполне соответствует пусковым
условиям.
Принципиальная схема
турбопередачи, которая тоже может
быть использована и как
гидромуфта, и как гидротрансформатор
с плавным изменением
передаточного числа /, представлена на
рис. 61. Турбопередача состоит из
двух радиальных лопастных колес, рис. 61. Принципиальная схема
установленных в кожухе / и меха- турбопередачи.
нически между собой не связанных.
Насосом служит колесо 4, жестко связанное с ведущим валом.
Насос повышает напор жидкости m счет подводимой к ведущему валу
механической энергии. Колесо 4 подает рабочую жидкость через
регулируемый направляющий аппарат 3 в. колесо 2, выполняющее
роль гидротурбины, с помощью которой напор жидкости
трансформируется в механическую энергию ведомого вала. Пройдя
турбинное колесо от периферии к центру, рабочая жидкость вновь
возвращается в насосное колесо. Таким образом, рабочая жидкость, кроме
переносного движения с колесами 4 и 2, осуществляет
относительное движение по кругу циркуляции, показанному на рис. 58
стрелками. Регулирование турбопередачи осуществляется осевой
раздвижкой лопастных колес, отбором части жидкости, подаваемой насосом
в турбину, или дросселированием этого потока.
117

ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
28. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ АККУМУЛЯТОРЫ
Гидравлические аккумуляторы предназначены:
1) для аккумулирования .гидравлической энергии в периоды
пауз в потреблении ее агрегатами* системы, если насос подает в
систему постоянное (количество жидкости в единицу времени;
2) для пополнения расхода энергии за счет накопленного в
аккумуляторе запаса в периоды перерасхода энергии в сети.
Кроме своего основного назначения, гидравлические
аккумуляторы выполняют ряд дополнительных функций: смягчают
гидравлические удары, поглощают пульсацию давления, амортизируют ударное
действие движущихся частей и т. п. Практически аккумулятор есть
сосуд, в котором запас жидкости под давлением колеблется в
зависимости от меняющегося соотношения между постоянной подачей
насоса и (переменным потреблением жидкости сетью.
В гидросистемах с аккумуляторами нет необходимости
рассчитывать производительность гидравлических насосов, исходя из
максимального потребления системой рабочей жидкости, и имеется
возможность в моменты резкого снижения величины ее потребления
создавать перерывы в работе насосов. Насос подбирается по
среднему расходу, что позволяет ему работать в стабильном режиме
с высоким к. п. д., тогда как колебания потребления
компенсируются аккумулятором, что происходит автоматически. Чем выше
неравномерность потребления, тем больше должна быть емкость
аккумуляторного сосуда.
При слишком значительных колебаниях потребления эта емкость
была бы чрезмерной и практически выбирается меньшей. В этом
случае при экстремальных условиях аккумулятор может
переполниться. Для предотвращения этого пользуются дополнительной ав-;
томатической системой, выключающей насос при заполнении
аккумулятора, когда вследствие этого давление в сети резко
повышается. При недостаточном запасе жидкости в аккумуляторе он может
опорожниться полностью в период длительного повышенного
потребления. В этих случаях еще одно автоматическое устройство
отключает аккумулятор от сети, а иногда помимо того еще и
включает резервный насос. При восстановлении нормальных условий
потребления система насос — аккумулятор также работает в обычном
режиме.
Находят применение два основных типа гидравлических
аккумуляторов: •гидравлические пружинные и пневмогидравлические.
Гидросистема с аккумулятором снабжается двумя клапанами:
через один из них рабочая жидкость поступает из гидросистемы
в аккумулятор, через другой — из аккумулятора в гидросистему.
На рис. 62 представлен аккумулятор пружинного типа.
Жидкость в аккумуляторе находится под поршнем 3. Ее давление
устанавливается путем регулирования усилий пружин / и 2,
нагружающих поршень. Вход и выход из аккумулятора осуществляются
через отверстие А (клапаны на рисунке не показаны, так как
устанавливаются обычно дальше на подводящих участках
трубопроводов системы).
118

Пружинные аккумуляторы рассчитаны на низкое давление (не
более 4 кГ/см2) и обладают ничтожной емкостью, т. е.
компенсируют лишь небольшие колебания расхода системы.
Принцип аккумулирования энергии пневмогидравличеоким
аккумулятором заключается в следующем. Герметический сосуд (форма
может быть различной), заполненный сжатым воздухом, включен
в сеть, питаемую насосом. Под действием давления р0 в сети
рабочая жидкость частично заполняет сосуд. При этом в результате
уменьшения объема, занимаемого воздухом, его давление
возрастает до тех пор, пока не сравняется с давлением в сети.
Энергоемкость аккумулятора определяется
давлением и объемом заключенной в .нем
рабочей жидкости.
В большинстве аккумуляторов две
среды — воздух и жидкость разделены
между собой. В соответствии с типом
разделителя различают поршневые и диа-
фрагменные пневмогидравличес^ие
аккумуляторы. Однако существуют также
аккумуляторы и без специальных
разделителей. В таких «аккумуляторах
обязательно устанавливается специальное
устройство, задачей которого является
прекращение расхода рабочей жидкости
при понижении ее уровня в сосуде
ниже минимально допустимого; тем самым
предотвращается возможность выхода
сжатого воздуха в трубопровод.
На рис. 63 представлены: пневмоги-
дравлические аккумуляторы поршневого
тина (рис. 63,а, б, в), нневмогидравличе-
ский аккумулятор мембранного типа
(рис. 63,г) и сферический пневмогидрав-
лический аккумулятор (рис. 63,д).
Простейшим из них является аккумулятор поршневого типа,
изображенный на рис. 63,а.
Основными деталями этого г.идроаккумулятора являются
цилиндр с навинченными крышками 2 и свободно перемещающийся
в нем поршень 3, уплотненный двумя кольцами 4 из маелоетойкой
резины.
Зарядка гидроаккумулятора производится следующим образом:
снимается тайка 5, затем к штуцеру обратного клапана 6
подключается шланг от баллона со сжатым воздухом (р = 3б—40 кГ/см2);
после окончания зарядки шланг снимается, вновь навинчивается
гайка 5 и с помощью штуцера / гидроаккумулятор подключается
к сети гидравлического насоса, из которой в его левую полость
поступает масло под давлением 50—70 кГ/см2.
При этом плавающий поршень 3 перемещается вправо и
доводит давление воздуха в правой полости также до 50—70 кГ/см2.
Когда вследствие повышенного расхода масла в
гидравлической сети происходит падение давления, под действием избыточного
давления сжатого воздуха поршень перемещается влево, пока
давление воздуха не понизится до давления в сети. Подзарядка
гидроаккумулятора производится 1 раз в 4—6 мес.
Рис. 62. Пружинный
аккумулятор.
119

Используемые в рассмотренной конструкции гидро аккумулятор а
резиновые уплотнительные кольца во многих случаях не
обеспечивают надлежащей герметичности. Поэтому в ряде конструкций
применяется так называемый масляный затвор (рис. 63,6). Создается
он жидкостью, заполняющей впадину 1 поршня 3, сообщающуюся
с кольцевой канавкой 2 на поршне. Вполне очевидно, что рабочим
является такое положение этого аккумулятора, при котором
воздушная полость находится вверху.
Недостатками рассмотренных поршневых аккумуляторов
являются наличие трения поршня и неполная герметичность, которая
особенно сильно сказывается при низких температурах. В пневмо-
гидравлических аккумуляторах, у которых разделитель выполнен
в виде резиновой диафрагмы 1 (рис. 63,е) толщиной 1,5—2 мм, эти
недостатки отсутствуют. В таких аккумуляторах рабочая жидкость
Рис. 63. Пневмогидрав
а, б—поршневого типа; в—«мембранного типа;
120

всегда имеет то ,же давление, что и воздух. Клапан 2 делается
для предотвращения продавливаеия резиновой диафрагмы в
отверстие заборного штуцера, когда жидкость из полости аккумулятора
почти полностью израсходована. В качестве материала для
диафрагмы обязательно должна применяться эластичная резина с
малым остаточным растяжением.
'Кроме цилиндрических диафрагменных пнеамогидравлических
аккумуляторов распространены более компактные и не столь
металлоемкие аккумуляторы сферического типа (рис. 63,г).
Их преимущества обусловлены тем, что в стенках шара под
действием внутреннего давления создаются напряжения, в 2 раза
меньшие, чем в стенках цилиндра того же диаметра. Диафрагма Ь
выполняется таким образом, что деформации подвергается только
ее нижняя часть, в то время как верхняя всегда выстилает стенку
шара, будучи прижата к ней упругим кольцом а.
лические аккумуляторы.
г— сферический пневмогидравлический аккумулятор
121

29. ФИЛЬТРЫ
Для очистки масла, заполняющего гидросистему, применяются
фильтры. Их располагают либо во всасывающей линии насоса,
либо в сливной мапистрали. Фильтры мотут включаться для
последовательной .или для шараллельной работы. В первом случае
предусматривается пропуск через все фильтры полного объема рабочей
жидкости, во втором—-через каждый фильтр проходит только
определенная часть ее.
Так как при параллельном 'включении скорость (протекания
рабочей жидкости через фильтрующие элементы меньше, чем при
последовательном их включении, то и очистка масла при прочих
равных условиях происходит более полно.
Через фильтрующий элемент рабочая жидкость проходит под
действием разности давлений перед фильтром и после него.
Необходимая рабочая площадь фильтрующего элемента
определяется по формуле
где Q — количество протекающего масла, л/мин;
т] — абсолютная вязкость масла, спз\
(Pi — Р2) — перепад давления, кГ/см2;
а — удельная пропускная способность фильтрующего
элемента, зависящая от материала фильтра, л/см2*мин.
Удельная пропускная способность некоторых фильтрующих
элементов может приниматься равной:
для редкой сетчатой хлопчатобумажной ткани . . 0,009 л/см2-мин
для мягкого густого войлока на 1 см толщины 0,015 л/см2-мин
для густой металлической сетки 0,05 л/см2-мин
для пластинчатого фильтра с зазорами 0,05—
0,08 мм между пластинами . 0,08 л/см2-мин
В качестве фильтрующего элемента используются: фетр,
войлок, различные хлопчатобумажные ткани, специальная бумага и
ряд других материалов. В последнее время большое
распространение получили фильтры с металлической, чаще всего с латунной,
сеткой с количеством ячеек от 3 100 на 1 см2 и пластинчатые
металлические фильтры.
Устройство сетчатого фильтра показано на рис. 64.
Как видно на рис. 64, на втулке 1 собираются все элементы
фильтра: крышка 7 и пять фильтрующих секций, каждая из которых
состоит из двух сетчатых элементов 8 и двух разделительных
колец 5 и 6. Весь набор по наружному диаметру закрыт крышкой 4
и затянут гайкой 2, а по внутреннему — стянут гайкой 3. В
рабочем положении фильтр должен полностью находиться под уровнем
масла.
Несущая втулка / на одном конце имеет крепежную резьбу
для присоединения фильтра к сети. Путь масла на рисунке
обозначен стрелками.
На рис. 65,а изображена конструкция войлочного фильтра.
Фильтрующий элемент состоит из нескольких войлочных колец 4,
122

Рис. 64. Сетчатый масляный фильтр.
123

надетых на трубу 3, ввернутую в .крышку 2; кольца стянуты с
помощью шайбы 6 и гайки 5, и весь элемент помещен в корпусе /,
заполненном фильтруемым маслом.
Засорение фильтров, особенно тех, которые (включены в гидро-
аистему последовательно, приводит к чрезмерному повышению
давления в сети. Поэтому в ряде случаев совместно с фильтрами
устанавливаются специальные предохранительные клапаны.
•Конструктивная схема фильтра со встроенным
предохранительным клапаном изображена на рис. 65,6. Когда фильтр не 3acqpeH,
масло через него проходит полностью и поступает в гидросистему.
При засорении фильтрующего элемента под действием возросшего
давления масла поршенек 1 предохранительного клапана
перемещается вправо, после чего часть масла сливается в бак через
камеру 2 в обход фильтра. Для визуального наблюдения за
состоянием фильтра .крышка 3 камеры 2 делается из прозрачной
пластмассы. Проход масла через камеру 2 сигнализирует о засорении
фильтра.
30. ВОЗДУШНЫЕ КЛАПАНЫ И БАКИ ДЛЯ МАСЛА
Как говорилось выше, в гидравлических системах происходит
образование воздушных мешков, локализующихся ,в верхних точках
труб, емкостей и т. п. Присутствие воздуха в гадравдической
(особенно заполненной минеральным маслом) системе приводит к
окислению масла с образованием кисло? и, следовательно, к коррозии
поверхностей цилиндров и другой аппаратуры. Крупные скопления
воздуха разъединяют поток жидкости и прекращают ее движение. Для
удаления возццуха из гидроцилиндров и .трубопроводов в наиболее
высоких точках гидросистемы устанавливают выпускные вентили.
Конструктивно' эти вентили выполняются как шариковые обратные
клапаны, рассмотренные в гл. 4. Для удаления скопившегося под
вентилем воздуха с обратного клапана снимают защитный
колпачок и сверху нажимают на шарик; после .удаления воздуха шарик
под действием пружины или давления рабочей жидкости в
гидросистеме (в зависимости от места установки воздушного вентиля)
возвращается з исходное положение и запирает гидравлическую
емкость, отделяя ее от атмосферы.
(Необходимым условием продолжительной и надежной работы
всех узлов гидросистем является чистота рабочей жидкости. Это
условие обеспечивается правильным устройством масляного «бака,
конструкция которого должна быть (Совершенно закрытой для того,
чтобы исключить возможность попадания в рабочую жидкость
посторонних веществ (стружка, абразивы, вода и пр.).
Однако -необходимо отметить, что полная герметизация
масляного бака недопустима, так как для отвода выделяющихся из
масла газообразных примесей и воздуха, а также для выравнивания
давлений снаружи и изнутри бака внутренний объем его должен
сообщаться с атмосферой. С этой целью в крышке бака
устанавливается воздушный вентиль, колпачок которого имеет мелкие
отверстия, препятствующие разбрызгиванию масла, но допускающие
выход газообразных примесей масла. Заливку масла следует
производить через сито (рис. 66) из мелкой проволочной сетки, которое
должно быть ,установлено в верхней части бака. Внутри бак
должен быть очищен и окрашен маслостойкой краской,
124

Для осмотра и очисти шюляного бака должны быть устроены
люки достаточных размеров. Отверстие под пробки для спуска
масла должны быть рашоложены «вровень с дном бака, с тем чтобы
обеспечить его полнее опорожнение. Заполнение «бака маслом
контролируется по ,указателю уровня.
Во избежание быстрого нагрева доасла объем его в баке,
особенно для систем с дроссельным регулированием, должен быть не
меньше двухминутной производительности насоса. В тех сдучаях,
когда из-за ограниченности места или по другим причинам нет
возможности выполнить бак необходимого объема, внутри него
6 6
Рис. 66. Бак для масла.
1 — сливной трубопровод; 2—проволочное сито для
заливки масла; 5—указатель уровня масла;
4—воздушный клапан; 5—всасывающий трубопровод;
б—пробка для выпуска масла; 7 —люк для
очистки бака.
между линией всасывания и линией нагнетания устанавливается пе-
рещродка высотой не менее 2/3 нормального уровня масла. Тем
самым исключается возможность непосредственной циркуляции между
всасывающим трубопроводом насоса и сливной линией, (удлиняется
путь, проходимый маслом в баке, и, следовательно, улучшается
его охлаждение.
Такая перегородка, кроме того, служит дополнительным
отстойником, так как масло, сливаемое из системы, прежде чем попасть
во всасывающую линию насоса, должно подняться на поверхность.
При этом пузырьки воздуха выделяются из масла, а относительно
крупные и тяжелые взвешенные твердые частицы примесей
оседают из масла на дно бака.
Для удлинения пути, проходимого маслом в баке, всегда
следует всасывающий трубопровод располагать как можно дальше от
сливной линии, а поток масла, выходящий из последней, направлять
не прямо к всасывающему трубопроводу насоса, а лучше всего
к стенке бака. Это наиболее просто достигается срезом нижнего
конца трубы под углом 45°. (Всасывающий и сливной трубопроводы
должны быть достаточно' глубоко опущены в масло. При этом мож-
125

но руководствоваться правилом, что концы труб не должны
доходить до дна ,бака приблизительно на -два их диаметра.
В тем случае, когда не обеопечишется температура масла
ниже 55° С, в баках следует устанавливать водяные холодильники,
выполненные в виде спиральной трубы с циркулирующей , по ней
холодной водой.
Приближенный расчет охлаждающей поверхности бака можно
вести по уравнению
^i-4)t2T"-('-'m)S*s,
где N — мощность привода системы, л. с;
т] — к. п. д. системы;
k — коэффициент теплопередачи поверхности охлаждения,
ккал1град'Ч*м2;
S — площадь охлаждаемой поверхности, м2\
t — температура охлаждающей среды, °С;
tu — температура масла, °С.
ЛИТЕРАТУРА
1. Агейкин Д. И., Датчики систем автоматического контроля
и регулирования, Машпиз, 1959.
2. Б а р у н В. А., Б у д и н с к и й А. А., Автоматическое
управление металлорежущих станков, Машгиз, 1959.
3. Б а ш т а Т. М., Гидравлические следящие приводы,
Машгиз, I960.
4. Б а ш т а Т. М., Самолетные гидравлические приводы и
агрегаты, Оборонгиз, 1951.
5. Болотин X. Л., К о с т р о м и н .Ф. П., Станочные
приспособления, Машгиз, 1959.
6. В л а д з и е в с к и й А. П., Автоматические линии в
машиностроении, Машгиз, 1958.
7. Д у р н о в П. И., Насосы и компрессорные машины,
Машгиз, 1960.
8. Е с ь м а н И. Г., Е с ь м а н Б. И. и Е с ь м а н В. Н.
Гидравлика и гидравлические машины, Азнефтеиздат, Баку, 1955.
9. Ермаков В. В., Основы расчета гидропривода, Машгиз,
1951.
10. Зегнеда А. (П., Гидравлические потери на трение в
каналах и трубопроводах, Машгиз, 1957.
11. Иванов Е. А., Муфты приводов, Машгиз, 1959.
112. Избаш С. В., Основы гидравлики, Машпиз, 1952.
13. К у з ь м и н М. Д., П а к т ов с к и й И. И.,
Теплотехнические контрольно-измерительные приборы, Машгиз, 1959.
14. К р а с о в И. М., Гидравлические усилители, Госэнерго-
издат, 1959.
15. Лемберг М. Д., Пневмоавтоматика, Госэнергоиздат, 1961.
16. Леонов А. Г., Насосы гидравлических систем, станков
и машин, Машгиз, 1960.
17. Л ер не р А. Я., Расчленение систем автоматического ре-'
гулирования на элементы, Машгиз, 1949,
126

18. Л и т в ин - Се д о й М. 3., Гидравлический привод в
системах автоматики, Машгиз, 1956.
19. Майзель М. М., Основы автоматизации технологических
процессов, Ростешздат, 1960.
20. Металлорежущие станки. Сборник под ред. Ачеркана П. С,
Машгиз, 1957.
21. Миронов К. А., Шипетин Л. О., Теплотехнические
измерительные приборы и автоматические регуляторы, Машгиз, 1956.
22. П а н т а е в Н. Ф., Д и а н о в . В. Г., Автоматическое
регулирование в нефтяной промышленности (Элементы теории и
авторегуляторы), Машгиз, (1959.
23. Пер во в Б. Н., Исполнительные устройства
регулирования тепловыми установками, Госэнергоиздат, 1952.
24. П л е в а к о Н. А., Основы гидравлики и гидравлические
машины, Ростешздат, 1960.
25. Системы, устройства и элементы пневмо- и
гидроавтоматики, Изд. Академии наук СССР, 1959.
26. Ш а ш к и н А. С, Гидросистемы современных машин, Труд-
резервиздат, 1959.

СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие 3
Глава первая. Роль гидроавтоматики в автоматизации
производственных процессов 5
1. Особенности и возможности электрических, пневматических
и гидравлических автоматических устройств 5
2. Принцип работы и классификация устройств
гидроавтоматики . . . . ^ 11
Глава вторая. Рабочая жидкость гидравлических систем
и гидравлические линии связи 14
3." Рабочая жидкость гидравлических систем 14
4. Гидравлические линии связи 17
Глава третья. Гидравлические насосы ^ . 22
5. Общие сведения 22
6. Параметры работы насоса . . . . 23
7. Поршневые насосы 26
8. Шестеренчатые насосы • . . . 30
9. Винтовые насосы 33
10. Ротационные лопастные насосы 36
11. Ротационные поршневые насосы 39
Глава четвертая. Элементарные конструктивные
устройства систем гидроавтоматики 44
12. Общие положения 44
13. Золотники 46
14. Клапаны 54
15. Устройства со струйной трубкой • . . 64
16. Устройства типа сопло—заслонка 65
17. Дроссели 66
18. Цилиндр с подпружиненным поршнем 69
19. За датчики 69
Глава пятая. Гидравлические регулирующие
устройства и панели управления 70
20. Примеры простейших распределительных и
регулирующих устройств и панелей 71
21. Гидравлические реле давления и времени 85
Глава шестая. Датчики систем гидроавтоматики .... £9
22. Общие положения 89
23. Датчики уровня, давления и расхода 90
Глава седьмая. Гидравлические исполнительные
механизмы и гидравлические передачи 100
24. Поршневые исполнительные механизмы . , 100
25. Мембранные исполнительные механизмы 106
26. Лопастные исполнительные механизмы ПО
27. Гидромуфты и гидротрансформаторы 116
Глава восьмая. Вспомогательное оборудование 118
28. Гидравлические аккумуляторы 118
29. Фильтры 122
30. Воздушные клапаны и баки для масла 124
Литература • 126